减速箱传动装置总体设计

机械课程设计设计用带传动的传动的减速箱装置目录一．设计任务----------------------------------------------------------------2二．系统总体设计方案----------------------------------------------------2三．电动机的选择----------------------------------------------------------3四．传动装置总体设计----------------------------------------------------4五．传动零件的设计计算-------------------------------------------------5六．轴的计算---------------------------------------------------------------15七．轴承的选择------------------------------------------------------------26八．箱体设计---------------------------------------------------------------29九．润滑密封---------------------------------------------------------------32十．小结-----------------------------------------------------------------33十一．参考文献-----------------------------------------------------------33一、设计任务题目23设计用于带传动的传动装置原始数据：1.输送带牵引力2.1FkN，输送带转速1.4/ms，输送带的鼓轮直径：450mm。2.输送机运转方向不变，载荷平稳；3.输送带的鼓轮传动效率为0.97；4.工作寿命15年，每年300工作日，每日16小时。完成任务：1）完成减速器装配图1张（A0或A1）；2）零件工作图1～3张；3）编写设计计算说明书1份。二．初步设计三．电动机的选择1.选择电动机的类型综合考虑一般选择笼型三相异步电动机，该电动机载荷大，价格便宜2.计算电动机的容量运输带机构输出的功率：PW=21001.42.9410001000FVKWKW粗略估算传动装置的总效率查得：1是联轴器效率：0.972是减速器传动效率：0.953是链传动效率：0.964是带传动效率：0.97初步估算总的传动效率，解得：12340.85Pd=2.943.450.85PwKW3.确定电动机的转速：输送带的带速为1.4m/s输送鼓轮直径为450mmnw=1.460/min0.45vrD减速机构只有一个二级减速箱和链传动，同时考虑两种传动方式的最大传动比和设计尺寸，选择电机的转速为1500wnr/min电动机型号额定功率同步转速满载转速轴径Y112M-441500144028mmPW=2.94kw0.853.45dPkw60wnr/mini=25四．传动装置的总体设计1．计算传动装置的总转动比并分配各级传动比：1）传动装置的总传动比为：15002560mwnin2）分配各级传动比：链传动的传动比常用范围为2-5，圆柱齿轮传动比常用范围为3-5。因为减速箱有两级减速，所以选择链传动的传动比为2，减速箱的传动比为12.5两级齿轮的传动比可计算出：1(1.31.5)1.34.03iii213.1iii所以减速箱高速级传动比为4.03，低速级传动比为3.1，链传动的传动比为22.计算传动装置的运动参数和动力参数：设1n、2n、3n、rn分别为1、2、3和工作轴的转速；1P、2P、3P、wP分别为对应轴的功率；1T、2T、3T、wT分别为输入转矩；01i、12i、23i、3wi分别为各轴之间的传动比；01、12、23、3w分别为电动机轴到1轴、1轴到2轴、2轴到3轴、3轴到工作轴之间的传动效率。若按电动机的工作顺序进行推算，可求得各轴的动力和运动参数如下：1）各轴输入转速：1轴1011500/minmnnri2轴2121500372.21/min4.03mnnri3轴2323372.21120/min3.1nnri2）各轴功率：设：c=0.97为联轴器效率11500n2372.21n3120n3.3951P3.3272Pb=0.96为链传动效率r=0.99为一对滚动轴承效率g=0.99为一对齿轮传动的效率1轴13.50.973.395dcPPkw2轴21123.3950.990.993.327dcrgPPPkw3轴322323.3270.990.993.261rgPPPkw工作轴2333.2610.990.963.1wwrbPPPkw3）各轴转矩：1轴1113.3959550955021.61500PTNmNmn2轴2223.3279550955085.36372.21PTNmNmn3轴3333.26195509550259.52120PTNmNmn工作轴333.195509550493.4260wPTNmNmn将运动和动力参数计算结果进行整理：1轴2轴3轴工作轴转速（r/min）1500372.2112060输入功率P(kw)3.3953.3273.2613.1转矩T(N.m)21.685.36259.52493.42传动比(i)4.033.12五．传动零件的设计计算：1、链传动的设计已知主动链轮的转速为120r/m，从动链轮的转速为60r/m，传递的功率为3.261KW（1）选择链轮齿数3.2613P121.6T285.36T3259.52T取小链轮齿数1Z=19，大链轮齿数21ZiZ=38（2）确定计算功率根据链传动的工作情况、主动链轮齿数和链条排数，将链传动所传递的功率修正为当量的单排链的计算功率：AZcaPKKPPK输送机运转方向不变，工作载荷稳定，所以工况系数AK=1，查表得齿数系数ZK=1.55，因为该链传动速度低传动比小，所以选用单排链，则计算功率为：11.553.2165.05AZcaPKKPPKWK（3）选择链条型号和节距根据5.05caPKW，及主动链轮转速为120r/m查图表得链条型号为20A，查表得链条节距为31.75（4）计算链节数和中心距初选中心距0(3050)~.7=~1587.5mmaP（3050）315952.5取01000mma，相应的链长节数为0122100()2296.792paZZZZPLPZa取链长节数96pL节，查表得中心距系数f=0.24896，则链传动的最大中心距为：122()7.90448135=1067.1afPLPZZ所以选取中心距为1000mm合适（5）计算链速V，确定润滑方式111201931.751.2065m/s601000601000nzPV由V=1.2065m/s和连号20-A，查图得应采用油池润滑或油盘飞溅润滑（6）计算压轴力Fp有效圆周力为：3.2611000100027031.2065ePFNV压轴力：1.1527033108.45pFPeFKFN（7）链轮的基本参数和主要尺寸分度圆直径：1131.75384.48mm1800.0826sin()PdZ2231.75193.90mm1800.1646sin()PdZ2.高速级齿轮的设计计算1）齿轮类型，精度等级，材料及齿数的选定①如图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动②运输机为一般工作器，速度不高，所以选用7级精度③材料选择，查表选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）选小齿轮齿数261Z，大齿轮齿数为：2Z=1Z1i14.0326104.78Z，取2Z=1053）.按齿面接触强度设计由设计计算公式:3211)][(132.2HdttZTkd确定公式内的各数值（1）试选载荷系数1.4tk（2）计算小齿轮传递的转矩121.6TNm（3）查表选取齿宽系数0.1d（4）查表选取材料的弹性影响系数MPaZE8.189（5）查表得小齿轮MPaH5301lim大齿轮MPaH4802lim（6）计算应力循环次数：911606015001(1630015)6.4810hNnjL1.4tk0.1d8.189EZ5301limH4802limH916.4810N821.610N10.90HNk20.95HNkS=1[]477H981216.48101.6104.03NNi（7）查表得接触疲劳寿命系数10.90HNk20.95HNk（8）计算接触疲劳许用应力为：取失效概率为1%，安全系数S=1，得：1lim11[]0.90530477HNHHkMPaMPaS2lim22[]0.95480456HNHHkMPaMPaS4）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t,代入][H中较小的值3211)][(132.2HEdttZTkd=4231.42.15105.03189.82.32()43.311.04.03456mmmm（2）计算圆周速度v1143.131500/3.4/601000601000tdnvmsms(3)计算齿宽b1.1.043.3143.31dtbdmmmm(4)计算齿宽与齿高之比b/h模数1143.311.66626ttdmmmmmZ齿高2.252.251.6663.75thmmmmm43.3111.553.75bh（5）计算载荷系数根据v=3.4m/s,7级精度。查表得动载系数1.12vk2[]456Hu=4.03143.31td3.4v43.31b1.666tm3.75h11.55hb1.12vk1FaHakk1.00Ak1.417Hk直齿轮，假设mmNbFktA/100，由表查得1FaHakk查表得使用系数1.00Ak查表得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时bkddH3221023.0)6.01(18.012.1将数据代入，得2231.120.18(10.61)10.231039.0341.417Hk由1.551hb417.1Hk查图得1.40Fk，故载荷系数为：1.001.211.4171.587AvHHkkkkk（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径33111.58743.3145.161.4ttkddmmmmk（7）计算模数mm=d1/Z1=42.936/24mm=1.74mm5）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为[3]式（10-5）：3211)][(2FSaFadYYZkTm确定公式内的各计算数值（1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4501大齿轮的弯曲疲劳极限MPaFE4002（2）由图查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNk20.88FNk（3）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：1.40Fk1.587k145.16dmmm=1.744501FE4002FE10.85FNk20.88FNk1[]273.21F2[]251.43F1.512k60.21FaY22.176FaY