二级减速器设计说明书

机械设计课程设计

说明书

课题名称：带式运输及传动装置的设计

专业班级：机制一班

学生学号：

学生姓名：

学生成绩：

指导教师：秦襄培

课题工作时间：2015.12.21至2015.01.08

武汉工程大学教务处

摘要

本文设计了一带式传输机的传动系统，其传动由减速器外传动即V带传动及减速器内传动即两级展开式圆柱齿轮传动构成。

V带传动中选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。带轮基准直径d d1=85mm，d d2=224mm，传动比2.6。两级展开式圆柱齿轮传动中高速级采用斜齿轮，齿轮法向模数2mm，小齿轮齿数为22传动比为3.85；低速级采用直齿轮，齿轮模数为2.5mm，小齿轮齿数29，传动比为3.08。

通过此传动系统可有效进行动力传递，达到设计要求。

关键词：带式传输机；V带传动；两级减速器；齿轮传动

Abstract

In this paper the design of the transmission area of the transmission system, its transmission from the reducer out transmission v-belt transmission and reducer transmission that is constituted of two-stage cylindrical gear drive.

v-belt transmission using a v belt 3 ribs, with base length 1250mm. Base diameter of the pulley d d1=85mm, d d2=224mm, transmission ratio of 2.6.the main transmission from a two helical gear drive in the two gear, the transmission of high-speed gear-modulus m = 2, the number of small gear for 22, Transmission ratio of 3.85; in the low-speed gear-drive module m = 3, the number of small gear for 29, transmission ratio of 3.08.

Through the transmission system can effectively transfer will be a driving force.

Keywords: Belt drive; Reducer; Belt conveyor;gearing

目录

摘要.......................................................................................................................................... I Abstract .......................................................................................................................................... II 目录....................................................................................................................................... I II 第一章传动装置的总体设计 (1)

1.1传动方案的确定 (1)

1.2电动机的选择 (2)

1.3传动比的计算及分配 (4)

1.4传动装置的运动、动力参数计算 (4)

第二章传动件的设计计算 (6)

2.1减速器外传动件的设计 (6)

2.2减速器内传动的设计计算 (10)

第三章减速器装配草图的设计 (22)

3.1合理布置图面 (22)

3.2绘出齿轮的轮廓尺寸 (22)

3.3箱体内壁 (22)

第四章轴的设计计算 (23)

4.1中间轴的设计及计算 (23)

4.2高速轴的设计及计算 (30)

4.3低速轴的设计及计算 (32)

第五章装配草图 (35)

第六章减速箱箱体的结构尺寸 (36)

第七章润滑油的选择及计算 (37)

第八章装配图和零件图 (38)

参考文献 (45)

第一章传动装置的总体设计

1.1传动方案的确定

已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s，输出转矩为390N ?m。工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差；成批生产。

由此两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图1.1所示

图1.1 两级展开式圆柱齿轮减速器传动装置简图

1-电动机2-带传动3-减速器

4-联轴器5-输送带带轮6-输送带

已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s，输出转矩为390N?

m 。工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差；成批生产。

1.2电动机的选择 1.选择电动机的类型

根据用途选用Y 系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。 2.选择电动机功率

为估计传动装置的总传动比范围，先计算卷筒转速n w

6010006010000.85

46/min 350

w V

n r D

ππ????=

=

≈?

主动轴所需功率P w

39046

P 1.889550

9550

w

w Tn kW kW ?=

=

=

电动机输出功率P d

d P /w P η=

η为传动装置的总效率

12n ηηηη=???

带传动效率η1=0.97 一对轴承效率η2=0.99 齿轮传动效率η3=0.98 联轴器传动效率η4=0.99

滚筒的效率η1=0.96[1]

总效率320.970.990.980.990.960.86η=????=

d 1.88

P / 2.190.86

w P kW kW η==

≈ 选取电动机额定功率ed P 2.2kW = 3.确定电动机转速

输送带带轮的工作转速为46r/min ，V 带常用传动比范围'12~4i =，单级圆柱齿轮传动比'23~6i =，则电动机转速可选范围为

'''12828~6624/min d w n n i i r =??=

初选1000r/min 和1500r/min 的两种电动机进行比较，如表1.2

由表中数据可知，方案Ⅰ传动比不符合常用范围，因此选用方案Ⅱ，选定电机型号为Y100L1-4。

表 1.2不同转速电机比

1.3传动比的计算及分配

确定总传动比

1420

/30.8746

m w i n n ==

≈ 电动机满载速率m n ，工作机所需转速w n 总传动比i 为各级传动比的连乘积，即

n i i i i ???=21

分配各级传动比

初选带轮的传动比1 2.6i =，减速器传动比

取高速级齿轮传动比2i 为低速级齿轮传动比3i 的1.25倍，所以求的高速级传动比2i =3.85，低速级齿轮传动比3i =3.08。 1.4传动装置的运动、动力参数计算

传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I ，II ，III 轴。

各轴转速

01420/min m n n r ==

11420/min 546/min 2.6m n n r r i I =

== II 2546/min 142/min 3.85

n n r r i I =

== II III 3

142

/min 46/min 3.08n n r r i =

=

=

各轴的输入功率

0 2.2ed p p kW ==

I 01 2.20.97 2.13p p kW kW η=?=?= II I 23 2.130.990.98 2.07p p kW kW ηη=??=??= III II 23 2.070.990.98 2.01p p kW kW ηη=??=??=

各轴转矩

000 2.29550

955014.801420p T N m N m n ==??=? I 1I 2.139550

955037.26546p T N m N m n ==??=? II 2II 2.079550

9550139.21142p T N m N m n ==??=? III 3III 2.019550

9550417.2946

p T N m N m n ==??=?

为后续计算使用方便，将传动装置运动、动力参数总结至表1.4：

表 1.4 传动装置的运动参数和动力参数

第二章 传动件的设计计算

2.1减速器外传动件的设计 1.确定计算工率ca p

由表8—8[2]查得工作情况系数2.1=A K ，故

kW kW p K P A ca 95.72.1=?==

2.选择V 带的带型

根据ca p ，m n 由图8—11选用A 型。 3.确定带轮的基准直径并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径1

d d 。由表8—6和表8—8，取1

85d d mm =。

（2）验算带速v 。

1

851420

/ 6.32/601000

601000

d m

d n v m s m s ππ??=

=

=??

因为s m v s m /30/5<<，故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径。

211 2.685221d d d i d mm mm ==?=

根据表8—8，圆整为2

224d d =。

（4）确定V 带的中心距和基准长度

()21212)(7.00d d d d d d a d d +≤≤+

0216618mm a mm ≤≤

初定中心距为0400a mm =。

21122

000

2

()2()2

4(22485)[2400(85224)]24400

1297d d d d d d d L a d d a mm mm

π

π

-=+

++

-=?+?++?≈

由表8—2选带轮基准长度1250d L mm =。 4.计算实际中心距a 。

00(12501297)

(400)37722

d d L L a a mm mm --≈+

=+= 中心距的变化范围为358~415mm 。

5.验算带轮包角1α

21157.357.3180)180(22485)159377

d d d d a α???

?

?≈--=--≈>120?

6.计算带的根数

计算单根V 带的额定功率r P 查表8—4a 得00.9435P kW = 查表8—4b 得00.1676P kW ?=

查表8—5得95.0=αK ，表8—2得0.93L K =，于是

00()(0.94350.1676)0.950.930.977r L P P P K K kW kW α=+???=+??=

2.64

2.7020.977

ca r P Z P =

== 取3根

7.确定带的初拉力和压轴力

由表8—3得A 型带单位长度质量0.105/q kg m =，所以

220min (2.5)(2.50.95) 2.64

500

[5000.105(6.32)]1190.953 6.32

ca K P F qv N N K zv αα--?=+=?+?=??

应使带的实际初拉力min 00)(F F > 压轴力最小值

1

min 0min 159

()2()sin

23119sin

7022

2

P F z F N N α==???=

8.带轮的结构设计 （1）带轮材料的确定 大小带轮材料都选用HT200

（2）带轮结构形式

小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照表8—10图8—14确定。

大带轮结构简图如图2—1

图2.1 大带轮结构简图

9.主要设计结论

选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。带轮基准直径d d1=85mm，

d d2=224mm ，中心距控制在358~415mm 。单根带初拉力F 0=119N 。 2.2减速器内传动的设计计算

高速级斜齿圆柱齿轮

1.选择精度等级，材料及齿数

1）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 3）选小齿轮齿数120z =，大齿轮齿数222020 3.8577z i =?=?= 2.齿轮强度设计

1）选取螺旋角初选螺旋角β=14° 2）按齿面接触强度设计

3

2

11)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα±≥

（1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数 1.3t K =

②小齿轮的传递转矩由前面算得41 3.72610T N mm =?? ③由表10—7选取齿宽系数1=d φ

④由表10—6差得材料的弹性影响系数2

18.189MPa Z E =。

⑤由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa 6001lim H =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 5502lim H =σ。 ⑥由式10—13计算应力循环次数

91160605461(830082) 1.25810h N n jL ==??????=?

9

82 1.25810 3.2681077/20

N ?==?

⑦由图10—19取接触疲劳强度寿命系数97.01=HN K ，05.12=HN K

⑧计算接触疲劳许用应力

MPa MPa s K HN H 58260097.0][1

lim 11=?==

σσMPa MPa s K HN H 5.57755005.1][2lim 22=?==σ

σ

⑨由图选取区域系数433.2=H Z

⑩由图10—26查得781.01=αε，885.02=αε 则67.1885.0781.021=+=+=αααεεε ?许用接触应力

MPa MPa H H H 75.5792

5

.5775822][][][21=+=+=

σσσ

（2）计算

①试算小齿轮分度圆直径t d 1，有计算公式得

136.803t d mm ≥=

②计算圆周速度

11

36.803546

1.052/601000

601000

t d n v m s ππ??=

=

=??

③计算齿宽b

1136.80336.803d t b d mm mm ?==?=

④计算纵向重合度βε

98.114tan 251318.0tan 318.01=???==?βφεβz d

已知使用系数1=A K ，由图10—8查动载系数08.1=V K ；由表10—4查得

42.1=βH K ；由表10—13查得4.1=βF K ；由表10—3差得2.1==?αF H K K 。故载

荷系数

84.142.12.108.11=???==βαH H V A K K K K K

⑥按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（10—10a ）得

1136.80343.475d d mm === ⑦计算模数n m

11cos 43.475cos14 2.10922

n d m mm z β??

=

== 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10—17）

3

2121]

[cos 2F Sa

Fa d n Y Y z Y T K m σεφβαβ?≥

（1）确定计算参数 ①计算载荷系数

81.14.12.108.11=???==βαF F V A K K K K K

②计算纵向重合度98.1=βε，从图10—28查得螺旋角影响系数88.0=βY ③计算当量齿数

1133

2021.89cos cos 14v z z β=

==? 2233100

84.29cos cos 14v z z β=

==?

由表10—5查得62.21=αF Y ；18.22=αF Y ⑤查取应力校正系数

由表10—5查得59.11=αS Y ；79.12=αS Y

⑥由图10—20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳极限MPa FE 3802=σ

⑦由图10—18取弯曲疲劳寿命系数87.01=FN K ，9.02=FN K

⑧计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10—12)得

MPa S K FE FN F 71.3104.1500

87.0][111=?==

σσ MPa S K FE FN F 29.2444.1380

9.0][222=?==σσ

⑨计算大小齿轮的

0134.071.31059.162.2][111=?=F Sa Fa Y Y σ 016.029

.24479

.118.2][222=?=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮数值大。 （2）带入公式计算

1.334n m mm ≥=

由接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取

0.2=n m 以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算

得的分度圆直径143.475d mm =计算齿数。

11cos 43.475cos1421.092

d z m β?

=

==

取122z =，则242284.7z =?=，取285z = 3.几何尺寸计算 1）计算中心距

12()(2285)2

110.2762cos 2cos14n z z m a mm mm β++?=

==?

将中心距圆整为110mm 。 2）按圆整后的中心距修螺旋角

12()22852

arccos

arccos 13.4122110

n z z m za β++?===?? 因β值改变不大故参数H Z K ,βαε，不必修正。 3）计算大小齿轮分度圆直径

1122245.23cos cos13.412n z m d mm mm β?=

==?

22852

174.77cos cos13.412n z m d mm mm β?=

==?

4）计算齿轮宽度

1145.2345.23d b d mm mm ?==?=

圆整后取246B mm =，152B mm =。 4．齿轮结构设计（中间轴大齿轮）

因齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图如图2.2

图2.2 高速级大齿轮结构简图

低速级直齿圆柱齿轮

1.选等级精度、材料及齿数

1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。