带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器设计任务书一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器.运输带工作拉力F=2300N运输带工作速度V=1.5m/s (允许运输带速度误差5%),滚筒直径D=400mm，两班制，连续单向运转载荷轻微冲击，工作年限5年，环境最高温度35，小批量生产。表一: 运输带工作拉力（kN）2.3运输带工作速度（m/s）1.5卷筒直径（mm）400二. 设计要求1.减速器装配图一张。2.从动轴及齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点： 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动如下： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.94(0.980.98)0.950.970.99=82.4%；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，联轴器的传动效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.采用闭式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/3450/8244.187kW, 执行机构的曲柄转速为n=71.6r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i25，一级圆柱直齿轮减速器传动比i810，则总传动比合理范围为i1650，电动机转速的可选范围为nin（1650）71.61145.63580r/min。 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 的传动比选定型号为Y132S4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW额定电流11.1A，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.51500144047016.502.37.02 中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 413.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/71.620.11（2） 分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3，则减速器传动比为20.11/36.74.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1440/3480r/min480/6.771.6r/min（2）各轴输入功率5.50.945.17kW25.170.975.01kW则各轴的输出功率：0.94=4.86 kW0.97=4.86 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9549 =95495.5/1440=36.47 Nm所以: =36.4730.94=102.85 Nm=102.856.70.97=668.42 Nm输出转矩：0.94=96.68Nm0.97=648.37 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴5.536.4714401轴5.174.86102.8596.684802轴5.014.86668.42648.3770.65设计V带和带轮已知1.确定计算功率由表8-7查得工作情况系数=-1.1，故=1.15.5kw=6.05 kw2.选择V带的带型根据，由表8-10选用A型3确定带轮的基准直径并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径由表8-6和8-8取小带轮基准直径=90mm(2)验算带速V按式（8-13）验算带的速度V=因为5m/sV8.计算压轴力压轴力的最小值是9带轮结构设计小轮实心式腹板式10.6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算试设计带式输送机减速器已知输入功率=5.17kw，小齿轮转速=411r/min齿数比u=5.7由电动机驱动，工作寿命5年，两班制，载荷轻微冲击，连续单向运转。 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按图所示方案选用直齿圆柱此轮传动（2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB 10095-88）（3）材料选择。由表10-1选择齿轮材料为40Cr（调制），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS（4）选小齿轮齿数=40，大齿轮齿数=205.7=1142. 按齿面接触强度设计设置公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3计算小齿轮传递的传距N/mm由表10-7选取齿宽系数=1由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8MPa如图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳值极限600；大齿轮的接触疲劳强度极限550Mpa由式10-13计算应力循环次数由图10-19取得接触疲劳寿命系数=1.04; =1.15计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得1.04600Mpa=624Mpa1.15550Mpa=632Mpa（2）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=mm=59.6mm计算圆周速度=1.28m/s计算齿宽=159.600mm=59.600mm计算齿宽齿高之比。模数 =2.98齿高 =6.7mm计算载荷系数。根据v=1.28m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.1直齿轮，；由表10-2查得实用系数=1.25由表10-4用过差值发查得7级精度，小齿轮相对支撑对称布置时，=1.31由=8.89，=1.31查图10-13得=1.24按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60626.091（283008）=1.442510hN= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=49.53mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=49.53=51.73计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.242477.76传动比误差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初选齿宽系数