范例1-带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器---副本

目录设计任务书………………………………………………………(2)1、电动机的选择…………………………………………………(3)2、计算传动装置的运动和动力参数……………………………(4)3、传动件设计（齿轮）…………………………………………(6)4、轴的设计………………………………………………………(10)5、滚动轴承校核…………………………………………………(17)6、连接设计………………………………………………………(19)7、减速器润滑及密封……………………………………………(19)8、箱体及其附件结构设计………………………………………(20)9、设计总结………………………………………………………(22)10、参考资料……………………………………………………(23)-1-设计任务书设计题目4：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、系统简图联轴器减速器联轴器滚筒v输送带电动机2、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。3、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉力F（N）1.6×1031.8×1032×1032.2×1032.4×1032.6×103输送带速度v（m/s）1.01.10.90.91.21.0滚筒直径D(mm)400350300300300300注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5。4、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。-2-设计内容计算及说明结果电动机的选择二、电动机的选择1、类型选择根据动力源和工作条件,电动机的类型选用Y系列封闭式三相异步电动机满足要求。2、功率选择(1)工作机主轴所需功率WP=1000WFvP（1-1）式中，31.610FN，1.0vms，代入上式得：31.6101.01.61000wPkWkW（1-2）(2)电动机所需功率dP电动机所需功率为：wdpP从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为：242联轴器轴承齿轮卷筒（1-3）查文献[2]表11-9，有：联轴器传动效率（2个）99.0联轴器轴承传动效率（4对）98.0轴承，齿轮传动效率（8级2对）97.0齿轮，滚筒传动效率（1个）96.0卷筒，则：242=0.990.980.970.96=0.8171.61.960.817wdPPkW(3)电动机额定功率mP1.6WPkW0.8171.96dPkW-3-选取电动机额定功率mP，使(11.3)mdPP设计内容计算及说明结果查文献[2]表20-5取2.2mPkw；3、电动机转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：6010006010001.048min400wvnrD查[2]推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：40~8'i故电动机转速为：'(840)48(3841920)minmwninr4、电动机型号选择符合这一范围的转速有：min750r、min1000r、min1500r三种,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，选用同步转速为min1000r的电动机作为原动机。根据电动机类型、容量和转速，查[2]表20-5，选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如下表1-1：表1-1电动机型号型号额定功率kW满载时额定转速Nm质量kg转速dnminr电流A(380V)效率％功率因数Y112M-62.29405.680.50.742.0452.2mPkW48minwnr40~8'i3841920minwnr-4-计算传动装置的运动和动力参数三、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比：根据电动机的满载转速mn和滚筒转速wn可算出传动装置总传动比为：940=19.5848mwnin总（1-1）2、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比：(1)高速级的传动比为：11.4=1.419.58=5.24ii总（1-2）（2）低速级的传动比为：2119.583.745.24iii总（1-3）3、计算传动装置各轴的运动和动力参数：（1）各轴的转速：1轴1940minmnnr2轴121940179.4min5.24nnri，3轴232179.448min3.74nnri，卷筒3=48minnnr卷筒（2）各轴的输出功率：1轴1=1.960.991.94dPPkW联轴器，2轴21=1.940.980.97=1.84PPkW轴承齿轮，3轴32=1.840.980.97=1.75PPkW轴承齿轮，卷筒3==1.750.980.99=1.70kWPP卷筒轴承联轴器；(3)各轴转矩0轴1.969550955019.9940dddpTNmn19.58i总15.24i23.74i各轴转速1940minnr2179.4minnr348minnr=48minnr卷筒各轴功率11.94PkW21.84PkW31.75PkW=1.70PkW卷筒各轴转矩19.9dTNm-5-1轴1111.949550955019.7940PTNmn，2轴2221.849550955098.2179.4PTNmn，3轴3331.7595509550349.148PTNmn，卷筒1.70=9550=9550=338.7Nm48PTn卷筒卷筒卷筒；由以上数据得各轴运动及动力参数表：轴名功率PkW转矩()TNm转速(min)nr电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748119.7TNm298.2TNm3349.1TNm=338.7TNm卷筒设计内容计算及说明结果传动件设计（齿轮）四、传动零件设计（齿轮）1、高速级齿轮传动设计（1）选择材料及确定许用应力因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度197~286HBS,lim1585HMPa，1445FEMPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156~217HBS，lim2375HMPa，2310FEMPa由表11-5，取1.1HS,1.25FS,lim115855321.1HHHMPaSlim223753411.1HHHMPaS，1532HMPa2341HMPa-6-114453561.25FEFFMPaS223102481.25FEFFMPaS(2)按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。213121()EHdHKTZZudu确定公式中的各计算数值：1)查[1]表11-3，选择载荷系数1.5K；2)小齿轮的转矩：411.9710TTNmm；3)查[1]表11-6，选择齿宽系数8.0d；4)齿数比15.24ui；5)由[1]表11-4，选择弹性系数188EZ；6)对于标准齿轮，区域系数5.2HZ；小齿轮分度圆直径：213121()EHdKTZZudu42321.51.97105.2411882.5()0.85.2434155.1mm齿数取132Z,则2115.2432168ziz设计模数1155.11.7232dmZ(3)验算轮齿弯曲强度查[1]有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）：321][·2FSaFadYYzKTm确定公式中的各计算数值：1356FMPa2248FMPa155.1dmm-7-1)查[1]图11-8，取齿形系数12.56FaY；2)查[1]图11-9，取应力集中系数11.63SaY；3)查[1]表11-5，取安全系数25.1FS，则：111321432221.51.97102.561.630.832248FaSadFYYKTmZ1.07mm1.07mmm设计内容计算及说明结果(4)决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按[1]表4-1取标准模数2mmm。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：1123264dmzmm，222168336dmzmm；2)齿轮齿宽：10.86451.2dbdmm，取255bmm，160bmm；4)中心距：126433620022ddamm（6）齿轮的圆周速度113.14649403.15/60100060000dnvms对照[1]表11-2可知选用8级精度是合宜的。2、低速级齿轮传动设计（1）选择材料及确定许用应力因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮45钢调质，齿面硬度197~286HBS,lim1585HMPa，1445FEMPa大齿轮45钢正火处理，齿面硬度156~217HBS，2mmm132z2168z164dmm2336dmm155bmm260bmm200amm-8-lim2375HMPa，2310FEMPa由表11-5，取1.1HS,1.25FS,lim115855321.1HHHMPaSlim223753411.1HHHMPaS114453561.25FEFFMPaS223102481.25FEFFMPaS(2)按齿面接触强度设计查[1]公式（11-3）有小齿轮最小1d设计依据：3211·2HHEdZZuuKTd确定公式中的各计算数值：1)查[1]表11-3，选择载荷系数1.5K；2)小齿轮的转矩：429.8210.TTNmm；3)查[1]表11-6，选择齿宽系数8.0d；4)齿数比23.74ui；5)由[1]表11-4，选择弹性系数188EZ；6)对于标准齿轮，区域系数5.2HZ；小齿轮分度圆直径：23142321()21.59.82103.7411882.5()0.83.7434196.1EHdHZZKTudumm齿数取132z,则2213.732120ziz1532HMPa2341HMPa1356FMPa2248FMPa196.1dmm-9-设计模数：1196.1332dmmmz(3)按轮齿弯曲强度设计查[1]有轮齿弯曲强度验算公式（11-6）：321][·2FSaFadYYzKTm确定公式中的各计算数值：1)查[1]图11-8，取齿形系数22.15FaY；2)查[1]图11-9，取应力集中系数21.83SaY；计算：31213422·[]21.59.82102.561.63·0.8322480.92FaSadFYYKTmzmm4)决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按[1]表4-1取标准模数mmm3。(5)几何尺寸计算1)分度圆直径：1133296dmzmm，223120360dmzmm；2)齿轮齿宽：10.89676.8dbdmm，取280bmm，185bmm；3)中心距：129636022822ddamm；（6）齿轮的圆周速度123.1496179.40.9/60100060000dnvms对照[1]表11-2