58带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器--机械设计课程设计

-1-机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机上的二级圆柱斜齿齿轮减速器（题目一）设计者：学号：指导老师：2012年5月29日目录-2-一、设计任务书-----------------------------------------1二、传动方案分析---------------------------------------2三、电动机的选择计算-----------------------------------2四、总传动比的确定和各级传动比的分配-------------------3五、运动和动力参数的计算-------------------------------3六、传动零件的设计计算---------------------------------4七、轴的结构设计和强度校核计算------------------------13八、滚动轴承的选择和寿命计算--------------------------22九、键连接的选择和校核计算----------------------------24十、联轴器的选择和计算--------------------------------25十一、箱体结构尺寸计算表及附件的选择------------------26十二、润滑和密封的说明--------------------------------26十三、设计小结----------------------------------------27十四、参考资料----------------------------------------27前言一、机械设计课程设计的目的意义-3-○1综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知识进一步巩固、加深和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下基础。○2掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、设计步骤，树立正确的设计思想，培养机械设计及解决实际工程问题的能力。○3进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范以及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等。一、传动装置总体设计及简图拟定：1.拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。2.工作条件：单班工作，有轻微振动，小批量生产，经常满载，空载启动，单向传动，使用5年(每年300个工作日)，运输带允许速度误差+5%。3.已知条件：运输带卷筒直径D=460（mm），运输带拉力F=2400(N)，运输带速度V=1.4（m/s），4.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。5.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大,其传动方案如下：4主要设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速Wn，即58460/4.1100060100060DvnW根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱齿轮传动.二、电动机选择1．电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机,它为卧式封闭结构.2．电动机容量1)卷筒轴的输出功率ＰＷkWFvPW36.310004.1240010002)电动机输出功率ＰdWdpP参考课程设计指导书1－每对轴承传动效率：0.982－圆柱齿轮的传动效率：0.973－联轴器的传动效率：0.994－卷筒的传动效率：0.96－电机至工作机之间的传动装置的总效率：则817.096.099.097.098.0224则电动机功率kWpPWd11.4817.036.33．电动机额定功率edP选取电动机额定功率KWPed5.5min58rnWkwPW36.398.0197.0299.0396.04817.0kwPd11.4kWPed5.55主要设计计算及说明结果4．电动机的转速因为二级圆柱齿轮减速器传动比i总=840，所以n电机=n卷筒×i总==58×(8~40）=464~2320r/min。符合这一范围的转速有：750、1000、1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，一般常选用同步转速为min1000r的电动机作为原动机。因此我选定电动机的型号为Y132S-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速Y132S-45.5KW1440min5、计算传动装置的总传动比总i并分配传动比1）、总传动比8.24581440nni卷筒电机总（符合8总i40）2)、分配传动比设i1为齿轮高速传动比，i2为低速传动比；i1=（1.3~1.5）i2取i1=1.3i2，根据i总=i1×i2，可算得i1=4.56，i2=3.51。三、计算传动装置的运动和动力参数若将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；01122334,,,——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速：n1=n电机=1440minn2=n1/i1=1440/4.56=315.79minn3=n2/i2=315.79/3.51=89.97/minn4=n3=89.97r/min2.各轴输入功率：P1=Pd×η01=Pdη3=4.11×0.99=4.07kwP2=P1×η12=P1η1η2=4.07×0.98×0.97=3.87kwP3=P2×η23=P2η1η2=3.87×0.98×0.97=3.68kwP4=P3×η34==P3η1η3=3.68×0.98×0.99=3.57kw总i=161i=4.562i=3.51n1=1440r/minn2=315.79/minn3=89.97r/minn4=89.97r/minP1=4.07kwP2=3.87kwP3=3.68kwP4=3.57kw6主要设计计算及说明结果3.各轴输入转距：Td=9550×Pd/n电机=9550×4.11/1440=27.26N·MT1=Td×η01=27.26×0.99=26.98N·mT2=T1×i1×η12=26.98×4.56×0.98×0.97=116.97N·mT3=T2×i2×η23=116.97×3.51×0.98×0.97=390.29N·mT4=T3×η34=390.29×0.98×0.99=378.65N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名转速n(r/min)功率P（Kw）转矩T（N.m）传动比i效率η电动机轴14404.1127.261.000.990.990.99一轴14404.1126.984.560.9510.71二轴315.973.87116.973.510.9510.710.95三轴89.973.68390.2910.970.950.91四轴89.973.57378.65四、传动零件的设计计算1、齿轮传动设计由于直齿齿轮价格便宜，装配方便，故选用直齿齿轮。先设计高速级齿轮传动：1）、选定精度等级、材料热处理方式及齿数根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）(HB=350HBS),考虑到大小齿轮间的关系，材料选择为Td=27.26N·mT1=26.98N·mT2=116.97N·mT3=390.29N·mT4=378.65N·m7主要设计计算及说明结果小齿轮40Cr调质处理HB1=280HB大齿轮45钢调质处理HB2=240HB初定齿轮1z=20，则2z=1i1z，2z=204.56=91.2，取2z=912)、按齿面接触强度设计计算：32112HZZHZETKuudt确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.选取区域系数ZH=2.425,1齿宽系数c.查得端面系数76.01,84.02,则60.121根据Z=34a=0.89d.由表10-12查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPae.由图查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查p223表12-17,得小齿轮接触应力1lim=800MPa大齿轮的为2lim=600MPaf.由式10-13计算应力循环次数(单班制，使用期限5年，每年300个工作日)：81110026.13005111406060hrLnN7221084.23005179.3156060hrLnNG.由图12-18所示取接触寿命系数1HNZ=0.902HNZ=1.1取失效率为1%，安全系数为1，则1H=1HNK1lim/S=720Mpaβ＝15°Kt=1.6ZH=2.42560.189.0ZZE=189.8MPa1lim=800MPa2lim=600MPa8110026.1N721025.2N1HNK=0.902HNK=0.96MPa52854021HHMpaH=720Mpa8主要设计计算及说明结果2H=2HNK2lim/S=660MpsH=(1H+2H)/2=690Mps3）、计算（1）计算小齿轮分度圆直径td1，带入H中较小值321112HHEuuZZZTKddtt=32469089.08.189425.21056.4156.41698.26.12mm=33.35mm（1）计算圆周速度:V=td1лn1/60000=2.51m/s（2)计算齿宽B1及模数ntmB=φdtd1=133.35mm=33.35mmntm=td1cosβ/1z=1.61mmH=2.25ntm=3.62mm齿高比B/H=33.35/3.62=9.21（3）、计算纵向重合度=0.318φd1ztanβ=1.71（4）、计算载荷系数由机械设计表12-11分别查得:2.1,45.1,2.1,1HHVAKKKK故载荷系数088.22.145.12.11HHVAKKKKK（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，td1=33.35mmV=2.51m/sB=34.69mmntm=1.68mmH=3.77mm=1.71K=2.0889主要设计计算及说明结果由式10—10a得1d=td13Ktk=36.44mm（6）、计算模数mm=d/Z1=1.822mm4）、按齿根弯曲强度设计由式机械设计公式12-17得31211112FasaFzYYKTmY计算载荷系数:944.135.12.12.11FFVAKKKKK（4）、由机械设计图12-21查得齿形系数21.272.221aaFFYY，由表12-22查得应力校正系数：776.157.121aSSYYa，由图12-23查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=650Mps大齿轮的弯曲疲劳强度极限为2FE=480MPa；由图12-24取弯曲疲劳寿命系数为1FNK=0.85,2FNK=0.88计算弯曲疲劳应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由12-11得:1F=1FNK1FE/S=394.64MPa2F=2FNK2FE/S=301.71MPa对比计算结果,由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.36并就近圆整为标准值nm=1.5mm,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径1d=37.37mm来计算应有的齿数。44.361d85.0YK=1.944v1z22.19v