机械设计基础课程设计说明书--带式运输机的单机斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计基础课程设计说明书 设计题目; 带式运输机的单机斜齿圆柱齿轮减速器目录一、传动方案拟定：4二、电动机选择：4三、各轴运动参数和动力参数的计算7四、齿轮传动设计8五、轴的设计121.输入轴的设计122.输出轴的设计计算16六、联轴器的选择18七、润滑与密封19八、设计总结.2020设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器 一、设计课题： 设计一用于带式运输上的单级斜齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作（每日24小时），传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍。使用期限5年，运输带允许速度误差为5%。原始数据题号题号2第5组运输带拉力F（KN）2.6运输带速度V（m/s）1.6卷筒直径D（mm）450设计要求：1. 设计减速器各部件。2. 绘制减速器部件装配图一张（1号图纸）。3. 编写设计计算说明书一分。一、传动方案拟定：方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 二、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：电a (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=×2×××5×6式中取：1 =0.96：带传动效率20.98：齿轮轴承效率30.97：齿轮传动效率40.97：联轴器效率5=0.98：联轴器轴承6=0.96：卷筒的传动效率。则：总=0.96×0.982×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.816所以：电机所需的工作功率：P电= FV/1000总 =(2600×1.6)/(1000×0.816) =5.09 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.6)/（450·） =67.91r/min68r/min根据手册6表2-1推荐的传动比合理范围，取带传动比I1=24 ，取圆柱齿轮传动比范围I2=25。则总传动比理论范围为：Ia420。故电动机转速的可选范为 N电 =Ia×n卷筒 =(420)×68 =2721360 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功 率电动机转速(r/min)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144014.123.54.0342Y132M1-6410009609.4133.1373Y160M1-847507207.062.82.521综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能:型号HABCDEF×GDGY132M2-613221617889388010×833三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1)0轴（电动机轴）P0=5.09KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×5.9/960=58.69N.mP0=5.09KW n0=960r/minT0 =58.69N.m2）1轴（高速轴）P1=P0×1 =5.09×0.96=4.8864KWn1=n0/i1=960/3=320/minT1=9550P1/n1=9550×4.8864/320=145.8285N.mP1=4.8864KWn1=320r/minT1=145.8285N.m3）2轴（低速轴）P2=P1×22×3×4=4.8864×0.982×0.97×0.97 =4.4KW n2=n1/i2=320/3.137=102r/minT2=9550P2/n2=9550×4.4/102=411.9N.mP2=4.4KWn2=102r/minT2=411.9N.m4）W轴（滚筒轴）PW=P2×5×6=4.4×0.98×0.96=4.14KWnw=n2=102r/min TW=9550PW/nw=9550×4.14/102=387.6N.mPW=4.14KWnw=102r/minTW=387.6N.m轴承号0轴1轴2轴W轴功P(KW)5.094.88644.44.14转速n(r/min)960320102102（理论）转矩T（N.m）58.69145.8285411.9387.6传动比i33.1371效率0.960.9040.96四、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P0=5KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=102r/min，传递比i=3.137.，单向运转，载荷变化不大，使用期限15年，两班制工作。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择齿轮材料 及精度等级2、按齿轮面接触疲劳强度设计                                 3、 主要尺寸计算   4、 按齿根弯曲疲劳强度校核5、5、验算齿轮的圆周速度v。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um。Ze=188.9因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（11-9）求出d1值。确定有关参数与系数：（1）   转矩T1 T1=9550P1/n1=9550×4.8864/320=145.8285N.m 初选螺旋角 =15º（2）   载荷系数K 查表11-3取K=1.1（3）   齿轮Z1和齿宽系数d=1小齿轮的齿数z1取为30则大齿轮齿数Z2=3.137×30=94.1194，实际传动比 i=94/30=3.13故取Z2=94齿形系数zv1=33 .29 zv2=104.3查11-8图得YFa1=2.53 YFa2=2.21查11-9图得YSa1=1.64 YSa2=1.81因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表11-6取d=0.8。（4） 许用接触应力【H】由图机械设计基础中查的Hlim1=580MPa Hlim2=550Mpa由表11-5查得SH=1N1=60njLh=60×320×1×（365×5×24） =8.4×108N2=N1/4.188=8.4×108/4.188=2×108查图11-4得：ZNT1=1.02 ， ZNT2=1.1由式（10.13）可得 【H】1= ZNT1Hlim1/SH=591.6MPa 【H】2=ZNT2Hlim2/SH=605MPaYFa1*YSa1/H1=0.007>YFa2*YSa2/H2=0.0066法向模数mn=2.5mm故m取2.5中心距 a=2.5×(30+94)/1.932=160mm确定螺旋角=arccos=14º21º41分度圆直径d1=mz1/cos=2.5*30/cos14=77.42mmd2=mz2/cos=2.5*94/cos14=242.19mm齿宽 b=dd1=0.8*77.42=60mm取b1=65 b2=60H1=ZEZHZ=188.9*2.5*0.8814=409.11MPa<H2=605MPa 安全齿根弯曲强度校核合格圆周速度： V2 = V 1=d1n 1/(60×1000)=1.296m/s由表11-2可知，选8级精度是合适的。 大齿轮轮廓外形如下图所示：        T1=1.46*105N.mm     Z1=30Z2=94      Hlim1=580MPaHlim2=550Mpa N1=8.4×108 N2=2×108ZNT1=1.02 ZNT2=1.1  m=2.5mma=160mm d1=77.42mmd2=242.19mmb1=65mmb2=60mm  V=1.296m/s  齿轮其他数据换算Mt=mn/cos14=2.58mm =1421hf=1.25mn=3.125mm ha=mn=2.5mmdf1=d1-2hf=71.17mm df2=d2-2hf=235.94mmda1=d1+2ha=82.42mm da2=d1+2ha=247.19mm齿轮的基本参数d1=77.42mm d2=242.19mmb1=65mm b2=60mm  mn=2.5df1=71.17mm df2=235.94mmda1= 82.42mm da2= 247.19mm轴孔直径 d=40轮毂直径 =1.6d=1.6×40=64轮毂长度 轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8mm轮缘内径 =-2h-2=247-2×3.75-2×8 = 223.5(mm) 取D2 = 224(mm) 腹板厚度 c=0.3=18mm腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(64+224)=144(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（224-64）=40(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm五、轴的设计 1、