设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

一、设计任务书（一）、题目设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据运输机工作轴转矩T:800N.m运输带工作速度V:0.70m/s卷筒直径D:350mm（三）、工作条件连续单向运转，空载启动，中等冲击，使用期限为10年,双班制工作，运输带速度允许误差为±5%。二、传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器.。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明：1—电动机2---联轴器3—二级圆柱齿轮减速器4—运输带5---带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（二）、选择电动机的容量：按照《机械设计课程设计》中式（2-4），电动机所需工作功率为：WdPP按照《机械设计课程设计》中式（2-1）计算结果计算结果工作机所需功率为：80038.223.22()95009500wWTnPkw传动装置的总效率为：η=0.825所需电动机效率为：3.223.900.825dPkw因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3.90kw。（三）、确定电动机的转速按照《机械设计课程设计》中式（2-3）卷筒轴工作转速60100038.22/minwvnrDV带传动比=2~4i带二级圆柱齿轮减速器为=8~40i减;则总传动比的范围为,=16~160iii带减故电动机转速的可选范围为(16~160)38.22611.52~6115.2/mindwninr符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min,3000r/min三种。方案对比：如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选定电动机的型号为Y132M-4电动机数据及总传动比：四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比144037.6838.22mwnin总其中，mn为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i减为方案电动机型号额定功率Ped/KW电机转速n/(r/min)同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029202Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970η=0.8253.90dPkw38.22/minwnrY132M-4=37.68i总038.68===12.893iii总减取两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比0.50.51(1.4)==4.25ii减（1.412.89）则低速级的传动比2112.89=3.034.25iii减(二)、传动装置运动及动力参数的计算1、0轴（电机轴）：03.90dPPkw01440/minmnnr0003.909550955025.86()1440PTNmn2、1轴（高速轴）010103.900.963.74PPPkw２010480/minnnri1113.749550950074.41()480PTNmn3、2轴（中间轴）2123113.900.960.993.70PPPkw２121480112.94/min4.25nnri2223.7095509500312.87()112.94PTNmn4、3轴（低速轴）3233223.900.990.973.55PPPkw２232112.9437.27/min3.03nnri3333.5595509500909.64()37.27PTNmn5、4轴（滚筒轴）4344333.550.990.993..48PPPkw２14.25iY112M-603.90Pkw01440/minnr025.86()TNm13.74Pkw1480/minnr174.41()TNm23.70Pkw2112.94/minnr2312.87()TNm33.55Pkw337.27/minnr3909.64()TNm43..48Pkw4337.27/minnnr4443.4895509500891.71()37.27PTNmn6、说明1—3轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/（Nm）转速n/(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电机轴3.9042.84144034.253.0310．960．960．960.981轴3.743.5974.4171.434802轴3.703.55312.87300.36112.943轴3.553.41909.64873.2537.27卷筒轴3.483.41869.54852.1537.27五、传动零件的设计计算------------减速箱内传动零件设计（一）、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由《机械设计》表10-1得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为48-55HRC，取为55；大齿轮用45钢表面淬火，硬度为40-50HRC，取为45。小齿轮许用接触应力150011551105HMPa437.27/minnr4891.71()TNm11105HMPa计算结果大齿轮许用接触应力25001145995HMPa小齿轮许用弯曲应力11602.555297.5fMPa大齿轮许用弯曲应力21602.545272.5fMPa2、齿面接触疲劳强度设计(1)、选择齿数通常120~40Z,取120Z,324Z2114.252295ZiZ4233.032474ZiZ(2)、小齿轮传递的T161119.551074410PTNmn62329.5510312865PTNmn(3)、选择齿宽系数由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取Ψd=0.5(4)、确定载荷系数KK=1.3～1.6，由于齿轮为非对称布置，所以取K=1.5(5)、计算法面膜数：一般0018~20，取0112，1cos0.978当量齿数124vZ,278vZ齿型系数由[1]表9-7查的12.67FY,22.27FY取1FY12311.6cos2.33[]IFdFKTYMndz，取12.5Mn一般0018~20,取0112,1cos0.978当量齿数326vZ,461vZ齿型系数由《机械设计》查图10-17的32.60FY，42.28FY取3FY2995HMPa1297.5fMPa2272.5fMPa120Z,324Z295Z274Z12.5Mn23.5Mn12321.6cos3.08[]IFdFKTYMnz取23.5Mn(6)、齿轮几何尺寸的计算确定中心距12111115.032cosZZMna取1115a342221452cosZZMna23.5Mn1115a2145a计算结果计算β角121011cos11.962ZZMnara1cos0.978122022cos12.132ZZMnara1cos0.978分度圆111153.680cosZMndmm2121183.937cosZMndmm323285.890cosZMndmm4242203.988cosZMndmm齿顶圆直径111253.68022.558.680naddmmm1222178.93722.5183.937naddmmm332285.89023.592.890anddmmm4242203.98823.5210.988anddmmm齿根圆直径1112.553.6802.52.547.430nfddmmm2122.5176.3802.52.5172.687nfddmmm2332.585.8902.53.577.140nfddmmm4242.5203.9882.53.5195.238nfddmmm齿宽2d1bd0.553.68026.840mm取230bmmmm355305bb214d3bd0.585.89042.945mm取445bmm34bb545550mm齿面接触疲劳强度校核111111610HHKTibidd满足强度要求1222221610HHKTibddi满足强度要求0111.960212.13153.680dmm2183.937dmm385.890dmm4203.988dmm230bmm135bmm445bmm350bmm233331610HHKTibidd满足强度要求244441610HHKTibidd满足强度要求验证速度误差323.1485.89112.940.51/601000601000dnvms由表19-8取10级精度43.1435037.270.683/601000601000Dnvms0.690.683100%1.0%5%0.69v齿轮设计满足工作要求(二)、高速级普通V带传动的设计计算1、确定设计功率cP由《机械设计》查表10-2，1.1AK，已知3.90dPPkw根据[1]式（8-15）设计功率为：1.13.904.29cAPKPkW2、选定带型根据《机械设计》表8-1确定为A型V带3、小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径1112ddmm，则大带轮基准直径23112336ddmm取2355ddmm4、验算带速根据《机械设计》式（8-13），带速v为108.44/601000ddnvms带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。5、初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据《机械设计》式（8-20），中心距0a为：212127.00ddddddadd0326.9934a取0550amm4.29cPkW1112ddmm2355ddmm8.44/vms0550amm6、初算带基准长度根据[1]式（7-14），带的基准长度0dL为02004221221addddaLddddd=235511225501123551860.40224550mm由《机械设计》式（8-2）选取标准基准长度d0L1800mm7、实际中心距由《机械设计》式（8-23），实际中心距a为dd00L-L1800-1860.402a550519.799mm22a考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=5