机械课程设计说明书：皮带运输机减速装置

机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：皮带运输机减速装置 班级： xx级车辆工程1班 学号： 设计者： 指导教师： 完成日期：20XX年 7 月 13 日 目 录 设计任务书……………………………………………………3 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 传动装置的运动和动力参数的选择和计算…………………5 传动零件的设计计算…………………………………………6 轴的设计计算…………………………………………………15 滚动轴承的选择和计算………………………………………22 键联接的选择和计算…………………………………………22 减速器附件的选择和密封类型的选择………………………22 联轴器的选择…………………………………………………23 减速器箱体的设计……………………………………………23 设计小结………………………………………………………24 参考文献………………………………………………………24 设计任务书 题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮减速器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使用年限为10年。 所选参数如下： 传送带拽引力 2500N 传送带运行速度0.8m/s 传送带鼓轮直径300mm 方案的草图如下： 1，带传动的效率; 2，轴承的效率; 3，齿轮传动效率; 4，联轴器的传动效率; 5，鼓轮上的传动效率。 一、 传动方案的拟定 根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。方案草图如上。 二、电动机的选择 1、电机类型和结构型式。 根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。 2、电机容量 n= =60×1000×0.8/（3.14×300） =51r/min 卷筒所需功率 P=Fv/1000=2500×0.8/1000=2kw 传动装置的总效率η=ηηηηη 取V带的效率η=0.95 轴承的效率η=0.99 直齿圆柱齿轮的传动效率η=0.97 联轴器的效率η=0.99 鼓轮上的传动效率η=0.96 总效率η=0.95×0.99×0.97×0.99×0.96=0.824 电动机的输出功率 P=P/η=2/0.82=2.44 Kw ==（456~2280）r/min 3、电动机额定功率 P 由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率 P=3 Kw 4、电动机的转速 按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1000r/min 的三相笼型异步电动机 具体规格如下： 类型 额定功率（Kw） 电动机同步转速（r/min） 满载转速（r/min） 总传动比 V带传 动比 两级齿 轮总传 动比 Y132S-6 3 1000 960 16.8 2 8.5 三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1)传动装置总传动比 由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i==960/51=18.84 2）分配各级传动比 取V带传动的传动比为i=2； 为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.4i； 所以由i= i ii取i=3.6 i=2.6 nⅡ = n/ i=480/3.6=133.33r/min ; nⅢ = nⅡ/ i =133.33/2.6=51.28 r/min ; 2)各轴输入功率 P= P =2.44Kw ; P = P×η=2.28×0.95=2.32 Kw ; PⅡ = P×η×η=2.318×0.99×0.97=2.26 Kw ; PⅢ = PⅡ×η×η=2.26×0.99×0.97=2.14 Kw ; 3)各轴输入转矩 T= 9550 P/ n=9550×2.44/960=24.15 N•m ; T= 9550 P/ n =9550×2.32/480=45.92 N•m ; T=9550 PⅡ/ nⅡ =9550×2.26/141.18=152.08 N•m ; T =9550 PⅢ/ nⅢ =9550×2.00/51=372.55N•m ; 四、传动零件的设计计算 V带的设计 定V带型号和带轮直径 确定计算功率Pc 由表11.5查得工作情况系数K=1.2 故Pc= KP=1.2×2.44＝2.928kw 选择V带的带型 根据Pc及n由图11.15选用A型带 确定带轮的基准直径d并验算带速 1）由表11.6，取带轮的基准直径D1=100mm 2）计算大带轮的基准直径 D2=(1-ε)D1n1/n2=0.99×100×960/480=198 圆整后取200mm 计算带长 中心距 Dm=( D1+ D2)/2=(100+200)/2=150 Δ=( D2- D1)/2=(200-100)/2=50 初取中心距a=400mm L=π Dm+2×a+Δ2/a=π×150+2×400+502/400=1277mm 基准长度 由图11.4 取 L=1250mm 中心距 a=(L-πdM)/4+/4=386mm 验算小带轮上的包角α1 α1＝180－（ D2－D1）60/a=164.50>120符合要求 求带根数 带速 v=πD1n1/60/1000=π×100×960/60/1000=5.024m/s i=n1/n2=960/480=2 查表11.8得 P0=0.97KW 查表11.7得k=0.95 查11.12得K=0.93 查表11.10得△P=0.11 KW Z===2.86 取z=3根 求轴上载荷 张紧力 F=500×+qv =150.6N （由表11.4 q=0.10kg/m） 轴上载荷 FQ=2zF0sin =895.3N 带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n= 960 r/min选择小带轮的材料为铸钢； 由d=125mm,2.2D< d<300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。 2）大带轮的结构设计 由 n=480 r/min 选择大带轮的材料为HT200； d=250mm， d＜300mm所以选腹板式带轮。 齿轮的设计 (一)、一级齿轮的设计 1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮 2）传送设备的速度不高，故选用8级精度 3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS 2、按齿面接触疲劳强度设计 初步计算 转矩 T=43130N•mm 齿宽系数 由表12.13取 ψb=1.0 接触疲劳极限 由图12.17c =710MPa =580MPa 初步计算许用接触应力 ≈0.96=639MPa ≈0.96=522MPa 由表12.16取=85 初步计算小齿轮直径≧=85× =36.4 取=40mm 初步尺宽b b==40mm 校核计算 圆周速度v v===1.0048m/s 精度等级 由表12.6 选8级精度 齿数z和模数m 初取齿数=20； =i=68 m=/=65/30=2（符合标准模数） 由表12.3取m=2.5 则=/m=65/2.5=26 =i=3.7×26≈96 使用系数 由表12.9 =1.1 动载系数 由图12.9 =1.1 齿间载荷分配系数 由表12.10，先求 ===2156.5N ==59.3N/mm<100N/mm =[1.88-3.2(+)]cos =1.88-3.2×（+）=1.67 ===0.88 由此得===1.29 齿向载荷分布系数 K 由表12.11 K =A+B+C•b =1.17+0.16×+0.61××40=1.35 故载荷系数K= K K K K=1.11.11.291.35=2.11 弹性系数 由表12.12 =189.8 节点区域系数 由图12.16 =2.5 接触最小安全系数 由表12.14 =1.05 总工作时间 =300×2×8×10=48000 应力循环次数 =60γ=60×1×480×48000=1.38× =/i=4× 接触寿命系数 由图12.18 =1.0 =1.1 许用接触应力 ===676MPa ===608MPa 验算 = =189.8×2.5×0.88× =801MPa 故需要调整尺寸 =45 初定=30 计算m=1.5 是标准模数， 重新查表计算 K= K K K K=1.11.11.321.35=2.16 验算 = =189.8×2.5×0.87× =590Mpa 确定传动主要尺寸 实际分度圆直径d ==45mm ==153mm 中心距a a===99mm 齿宽b b==1×45=45mm 取=50mm ,=45mm 齿根弯曲疲劳强度检验 重合度系数 =0.25+=0.25+=0.68 齿间载荷分配系数 由表12.10 =1/=1/0.69=1.47 齿向载荷分布系数 K b/h=45/(2.25×1.5)=13.3 由图12.14 K=1.25 载荷系数 K=KKKK =1×1.1×1.47×1.25=2.22 齿型系数 由图12.21查得Y=2.5；Y=2.2 应力校正系数 由图12.22查得Y=1.62；Y=1.8 弯曲疲劳极限 由图12.23c =600MPa =450MPa 弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25 弯曲寿命系数 由图12.24 =0.90 =0.95 尺