一级圆柱齿轮减速器设计带式运输机(有全套图纸)

机械设计课程设计---一级圆柱齿轮减速器设计 (带式运输机)北京市机械局职工大学目录一、电动机的选择 --------------------------- 4二、传动比的分配 -------------------------- 5三、传动装置各轴的运动和动力参数--------- 5四、V带的设计与计算 ----------------------- 7五、齿轮的选择 ---------------------------- 10六、轴的设计-------------------------------- 131、Ⅰ轴的设计（高速轴） ---------------- 132、Ⅱ轴的设计（低速轴） ----------------- 19七、减速箱的设计 ------------------------- 25八、润滑的选择 --------------------------- 26参考文献 -------------------------------- 27机械课程任务书设计带式运输传动系统题目要求：传动装置含有圆柱齿轮减速器原始 1）运输带工作拉力F/N 12002）运输带工作速度V/（m·s-1）3)运输机卷筒直径D/mm 270传动简图1、V带运动2、运动带3一级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、电动机6、卷筒工作条件连续单向运转，载荷可能有轻微冲击，空载起动电压380/220V的三相电源。

技术要求使用年限10年，小批量生产，两班制工作，8h/班设计任务说明书一份，装配图一份一、电动机的选择1、确定电动机的类型按工作要求选择Y系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机，电压380/220V 2、选择电动机的容量查《机械设计课程设计》按（2-1）式电动机所需功率为ηPPWd=，按（2-2）式工作所需功率为KW FVP W 1000=， 传动装置的总效率为ηηηηηη543312⋅⋅⋅⋅=按表2-3确定各部分效率，V 带传动效率96.01=η，滚动轴承传动效率99.02=η，闭式齿轮传动效率97.03=η，联轴器99.04=η，传动滚筒96.05=η，86.096.099.097.096.0299.0354331=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅=ηηηηηηKW FV PW204010007.112001000=⨯==，所需电动机功率为 KW PPWd4.286.02040===η， 因为载荷平稳电动机额定功率P ed 大于P d 即可，由表16-1得Y 系列电动机技术数额功率P ed 为3KW 3、确定电动机转速 滚筒工作转速，min /3.12027014.37.1100060100060r D V n w =⨯⨯⨯=⨯=π，V 带传动比常用范围i 带=2～4，齿轮传动比常用范围为i 齿=3～5， i 总范围为6～20，故电动机转速n d =i nw =(6～20)×=～r/min,符合这一范围同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min 由表16-1得电动机数据及计算的总传动比：（表一） 根据表中数据，综合考虑，选用电动机为Y132S-6，传动比为，易于分配传动比。

二、 分配传动比1、总传动比 i 总=n 电/n w =960/=2、分配传动装置上各级传动比由《机械设计课程》中表2-1取V 带传动：比i=2~4，取i 带=3则减速器传动比为7.238≈==iii 带总三、传动装置各轴的运动和动力参数 1、电动机P o =P d = n o =n m =960r/minm N np T⋅=⨯=9.239604.295502、I 轴（高速轴） P 1=P o η1=×=电动机型号 额定功率 满载转速堵转 转矩最大 转矩 总传动比iY132M-8 3KW 710r/min Y132S-63KW960 r/min Y100L2-4 3KW1420r/minkw in n3203960011===m N np T ⋅=⨯==61.743205.295509550111 3、Ⅱ轴（低速轴）P 2=P O ·η01·η2·η3=×××=m N r T ip n ⋅=⨯===7.17951.11823.29550m in,/51.118273221222 4、Ⅲ轴（滚筒轴） P 3=P 2·η2·η4=××=m N r T in n ⋅⨯====28.17751.1182.29550min,/51.118151.11832323 输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率 输出功率 P 1，= P 1×=×= T 1，= T 1×=×=·m P 2，= P 2×=×= T 2，= T 2×=×=·m P 3，= P 3×=×= T 3，= T 3×=×=·m各轴运动和动力参数：（表二）轴名功率 P/KW 转矩 T /N ·m 转速n/min 传动比 i 效率 η输出输入输出输入电机轴 960 3 Ⅰ轴 320Ⅱ轴1Ⅲ轴四、V 带的设计 1、选择V 带型号查《机械设计基础》表6-5根据工作条件系数K A =,由式（6-14）得P d =K A P,P d =×=,根据P d 和n 1查图6-8选A 型带 2、确定带轮的基准直径d d1、d d2(1)选取小带轮的直径d d1，由于Pd-n 坐标的交点落在图6-8中A 型带区内虚线的上方故选d d1=100mm (2)验证速度V 由式（6-15）得V=10006001⨯n d d π =10006096010014.3⨯⨯⨯=s带速一般应在5～25之间,V=s ，合适(3)确定大带轮的基准直d d2取ε=，查《机械设计基础》ε=1%～2%，d d2=d d1i(1-ε)=100×3×（）=查表6-6圆整取标准值d d2=300mm3、确定中心距和带的基准长度L d (1)初定中心距a 0根据式（6-16）（d d1+d d2）≤a 0≤2(d d1+d d2) ,×(100+300)≤a 0≤2×(100+300)，因为 210≤a 0≤800 ， 所以a 0取600mm (2)确定带的长度L d 由式（6-17）计算L dmmd d ad d d d a L d d d 67.18446004)300100(26002412)(22)100300()(2221=⨯+++⨯=+++=--ππ由表6-2得取L d =2000mm(向较大的标准之圆整对传动有利) (3)确定中心距 由式（6-18）A=4L d－8)(d d d2d1+π=8)300100(14.342000+⨯-=343mmB=mm 100300()d (d 222500088d1d2==--）63mm .6785000343)B A a 343(A22=-+=-+=安装时所需的最小中心63mm .6482000015.063.678015.0a L ad min=⨯-=-=张紧或补偿带伸长所需的最大中心距mma L ad 63.738200003.063.67803.0max=⨯+=+=(4)验证小带轮包角α1 由式（16-9）得56.1713.57180d d 3.5718000d1d20163.678200300a=-⨯-=-⨯-=α 因为12001　≥α ， 12056.1710> ，所以合适(5)确定V 带的根数Z因为，m in 11.960,100-==r n mm d d A 型带，i=3,查表6-3得，95.01=P ,ΔP=,查表6-4得，99.0k a =，查表6-2得03.1=K L 将各数值代入式（6-20）中9.203.199.0)11.095.0(12.3)][Kk P (P P P La11d1=⨯⨯+=∆+==P dZ 取Z=3(6)计算初拉力F 0查表6-1，A 型带 q=㎏·m 由式(6-21)得Nq ZVv kP K F ada 51.16010.002.5399.012.3)99.05.2(500)5.2(50002.5220=⨯+⨯⨯⨯-⨯=+-⨯=(7)计算带作用在轴上的力Frmm Z F Fr44.9602sin 51.160322sin 256.171010=⨯⨯⨯==α(8)带轮的结构设计查《机械设计基础》表6-1，小带轮d d1=100mm 采用实心轮，大带轮d d2=300mm,因为d d2=250～400mm,采用H 型—孔板轮，取轮缘宽度B=（Z-1）e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm,根据《机械设计基础》表6-1，取孔径d=25mm,按表6-1确定结构尺寸，基准宽，b d =11mm,槽顶宽b=,基准到槽顶高h min =,基准到槽府深h min =,第一槽到端面距离f=10mm,槽间距e=15mm,最小轮缘厚δ=6mm,轮缘外径d a =d d +2h a =300+2×=,轮缘内径d 2=d d -2(h f +δ)=300-2×+6)=,槽楔角φ=340，腹板厚s=15mm. 五、齿轮的选择 1、确定材料确定许应力查《机械设计基础》表8-12，因为传动带为轻冲击载荷，大小齿轮均用40Cr 调质处理硬度,H 1=H 2=48～55计算时取H 1=H 2=52HRC 精度等级8级，根据表8-8,R a =μm,速度V ≤6（m ·s -1）,σHLin1=σHLim2=1200MPa,查图8-40得，[σH1]=[σH2]=×σHLim =×1200=1080MPa ，查图8-42得，[σFLim1]=[σFLim2]=370MPa ，单向受力，[σF1]= [σF2]=×[σFLim1]=518MPa 2、初定主要尺寸(1)传动比对于一般单级减速器传动i ≤7,在前面已经计算出i= (2)齿数Z 一般齿数Z ≥17，避免产生根切现象取Z 1=25 (3)齿宽系数φd 根据《机械设计基础》查表8-15φd =，Z 2=iZ 1=×25=68 (4)齿数比μ=72.2256812==ZZ (5)载荷系数K 查表8-14K=，转矩T 1=×103N ·m (6)材料弹性系数查表8-39，MPa Z E 8.189= (7)节点区域系数查图8-39，Z H =，321][12σφF FS d Y Z T K m ⨯≥ ，由图8-43得86.13703.46.06.744.12,3.43232510≥⨯⨯⨯⨯⨯≥=m Y FS对于传递动力地齿轮，模数不宜小于～2mm ，以免模数过小发生意外断齿，根据《机械设计基础》表8-2，选m= 3、计算齿轮主要参数Z 1=25，Z 2=68，i 齿=，m=,d 1=mz 1=×25=,d 2=mz 2=×68=170mm,h a =h a *m=1×=,h f =(h a *+c *)m=(1+×=,h=h a +h f =+.=, P=πm=×=,S=πm/2=2=,b 2=b=φd d 1=×=,取40mm ，b 1=b+(5～10)=～mm 略大于b 2,b 1取45mm d h1=mz 1·cos α=×25×=59mm,d h2=mz 2·cos α=×68×=160mm,d a1=d 1+2h a =+2×=,d a2=d 2+2h a =170+2×=175mm,d f1=d 1-2h f =×=,d f2=d 2-2h f =170-2×=,中心距=a=m/2(z 1+z 2)=2×(25+68)= 4、校核齿面接触强度][9.60472.245)172.2(61.744.125.28.1891)1(25.62102321σσμμH HEHMPa b K d T ZZ ≤=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯=所以合适5、校核齿根弯曲疲劳强度][8.1273.45.25.624561.744.12210311σσH FSFMPa m b K Yd T ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式，大齿轮采用盘式齿轮.齿轮图六、轴的设计 (一)Ⅰ轴的设计1、Ⅰ轴为高速轴齿轮轴采用45#正火,查《机械设计基础》表14-8σb =600MPa ,[σb ]-1=55MPa 2、按扭转强度初估轴的最小直径 查表14-7，A=118mm,按式（14-6）得mm n P A d 2332030.211833=⨯=≥ 查《机械课程设计》表13-5，取d 1=25mm 3、初定齿轮与轴承的润滑初定圆周速度s m dnV /05.11000603205.6214.3100060=⨯⨯⨯=⨯=π初定齿轮由油浴润滑，轴承采用油润滑。