用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书设计题目设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器（院）（专业）（班级）姓名学号指导教师2 0 0 9年7月1 0日目录一设计题目 3二给定数据和要求 3三应完成的工作 3四设计内容 31. 总体设计42. 传动零件的设计计算83. 轴的设计184. 轴的校核235. 键的选择和校核296. 滚动轴承的选择和校核307. 联轴器的选择328. 箱体及其附件设计329. 润滑、密封的设计35五设计小结 36六参考资料 37一、设计题目设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。

二、给定数据和要求已知条件：运输带工作拉力F=3000N；运输带工作速度v=1.5m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=250mm。

其中运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，减速器由一般规模厂中小批量生产。

5643121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带三、应完成的工作1．减速装配图一张2．零件工作图2张（轴和齿轮）。

3．设计说明书1份。

四、设计内容1. 总体设计2. 传动零件的设计计算3. 轴的设计4. 轴的校核5. 键的选择和校核6. 滚动轴承的选择和校核7. 联轴器的选择8. 箱体及其附件设计9. 润滑、密封的设计四、设计内容一．总体设计：图1 带式运输机的专用传动装置传动方案：如图1所示。

（一） 电动机的选择：1．电动机类型的选择：根据动力源和工作条件，选用Y 系列三相异步电动机。

2．电动机功率的选择：取工作机的传动效率为0.96。

工作机所需要的有效功率为：kW kW Fv P w 688.496.010005.13000 1000w =⨯⨯==η其中，w η为工作机传动效率。

为了计算电动机所需功率d P ，需确定传动装置总效率η。

设各效率分别为：1η（V 带）、2η（8级闭式齿轮传动）、3η（滚动轴承）、4η（弹性联轴器）。

由表2–2查得：95.01=η；97.02=η；98.03=η；99.04=η；则传动装置的总效率为：8339.099.098.097.095.032433221=⨯⨯⨯==ηηηηη 电动机所需功率为： kW P P wd 621.58339.0688.4===η由表16 – 1选取电动机的额定功率为5.5kW 。

3．电动机转速的选择：选用常用同步转速1000r/min 、1500r/min 和3000r/min 三种作对比。

工作机转速： min /650.11425014.35.160000100060r D v n w =⨯⨯=⨯=π总传动比=i w m n n /，其中m n 为电动机的满载转速。

现将三种电动机的有关数据列于表1比较。

表1 两种电动机的数据比较由上表可知方案I总传动比过小，方案III总传动比过大，为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案II。

4．电动机型号的确定：根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为Y132S—4，查表16–2知电动机的机座中心高为132mm，外伸轴径为38mm，外伸轴径长度为80mm。

图2 Y132S—4电动机3．总传动比的分配：现总传动比560.12=i 。

由表2–3.，选V 带的传动比为11=i ；减速器传动比为560.121/560.12/1===i i i f ；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。

两级齿轮减速器高速级传动比2i 与低速级传动比3i 的比值取为3.1，即2i =33.1i ，则2i =f i 3.1=041.4560.123.1=⨯；108.3041.4/560.12/23===i i i f 。

（三）传动装置的运动和动力参数计算：3． 各轴转速的计算：min /1440r n m =m in /1440m in /1/1440/1r r i n n m I === m in /436.356m in /041.4/1440/2r r i n n I II === m in /683.114m in /108.3/436.356/3r r i n n II III === m in /683.114r n n n w III IV ===2．各轴输入功率计算： kW P d 621.5=kW P P d I 340.595.0621.51=⨯==η kW P P I II 076.598.097.0340.532=⨯⨯==ηη kW P P II III 825.498.097.0076.532=⨯⨯==ηη kW P P III IV 681.499.098.0825.443=⨯⨯==ηη3．各轴的输入转矩计算：m N m N n P T m d d ⋅=⋅⨯==278.371440/621.59550/9550 m N m N n P T I I I ⋅=⋅⨯==415.351440/340.59550/9550 m N m N n P T II II II ⋅=⋅⨯==001.136436.356/076.59550/9550 m N m N n P T III III III ⋅=⋅⨯==792.401683.114/825.49550/9550 m N m N n P T IV IV IV ⋅=⋅⨯==801.389683.114/681.49550/9550将各轴的运动和动力参数列于表2。

表2 各轴的运动和动力参数二．传动零件的设计计算：（一） V 带传动的设计：1．确定计算功率ca P ：已知kW P 621.5=；min /1440r n m =；1=i 。

由课本表8-7查得工作情况系数1.1=A K ，则：kW kW P K P A ca 183.6621.51.1=⨯==。

2．选取窄V 带带型：根据ca P 、m n ，由课本图8-9选用SPZ 型窄V 带。

3．确定带轮基准直径：由课本表8-6及表8-8取主动轮基准mm d d 801=；从动轮基准直径mm mm d i d d d 80801112=⨯==，由课本表8-7取mm d d 802=。

实际传动比180/801==i ，与原分配传动比一致。

按式（8-13）验算带的速度max 1/30/029.6/6000014408014.3100060v s m s m s m n d v md =<=⨯⨯=⨯=π，带的速度合适。

4．确定窄V 带的基准长度和传动中心距：根据)(2)(7.021021d d d d d d a d d +<<+，初步确定中心距mm a 2000=。

2122104)()(22a d d d d a L d d d d d-+++='πmm mm 2.6512004)8080()8080(214.320022=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯-+++⨯=。

由课表8-2选带的基准长度mm L d 1400=。

实际中心距mm mm L L a a d d 4.87422.651140050020=⎪⎭⎫ ⎝⎛-+='-+=。

5．验算主动轮上的包角1α： ︒⨯--︒=5.57180121a d d d d α︒>︒=︒⨯--︒=1201805.579438080180，主动轮上的包角合适。

6．计算窄V 带的根数z ：由min /1440r n m =；mm d d 801=；1=i ；查课本表8-4a ，由线性关系得：kW P 35.00=；查课本表8-4b 得：kW P 00=∆；查课本表8-5得：1=αK ；查课本表8-2得：14.1=L K 。

则：424.514.11)035.0(183.6)(00=⨯⨯+=∆+=L ca K K P P P z α。

取5=z 根。

7．计算预紧力0F ：查课本表8-3得：m kg q /10.0=，则：2015.2500qv K vz P F ca +⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=α N N 374.130029.606.0115.26029.6183.65002=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⨯+⎪⎭⎫⎝⎛-⨯⨯=。

8．计算作用在轴上的压轴力P F ： N N zF F P 49.15642180sin374.130622sin 210=︒⨯⨯==α。

V 带传动的主要参数归于表3。

表3 V 带传动的主要参数9．带轮设计：由课本表8-10查得：mm e 3.012±=；mm f 17±=。

则带轮轮缘宽度：mm f e z B 627212)15(2)1(=⨯+⨯-=+-=。

大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，mm d d 2111==。

大带轮毂宽度L ：当d B 5.1<时，取mm 26B L ==。

带轮结构图（略）。

（二） 高速级齿轮传动的设计：1．选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。

3）材料选择：由课本表10-1选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为235HBS 。

大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS ，二者硬度差为45HBS 。

4）选小齿轮齿数211=z ，则：861.8421041.4122=⨯==z i z ，取852=z 。

齿数比048.421/852=='=i μ。

5）初选螺旋角︒=14β。

2．按齿面接触疲劳强度设计：[]321112⎥⎦⎤⎢⎣⎡±⋅≥H E H a d t t Z Z T K d σμμεφ1）确定公式内的各项数值：（1） 试选载荷系数6.1=t K 。

（2） 由课本图10-30选取区域系数433.2=H Z 。

（3） 由课本图10-26查得758.01=αε；821.02=αε；则：579.121=+=αααεεε。

（4） 小齿轮传递的转矩：mm N mm N m N T T I ⋅⨯=⋅⨯=⋅==431105415.310415.35415.35（5） 由课本表10-7选取齿宽系数1=d φ。

（6） 由课本表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=（大小齿轮均采用锻造）。

（7） 由课本图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =σ；由课本图10-21c 按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 3902lim =σ。

（8） 按式（10-31）计算应力循环次数：91110018.2)836581(114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N ；8921210985.4048.4/10018.2/⨯=⨯='=i N N 。

（9） 由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数93.01=HN K ，01.12=HN K 。