帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置二對級圓柱齒輪減速器設(shè)計

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計說明書題目二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計工程技術(shù)系專業(yè)班完成人學(xué)號同組人指導(dǎo)老師完成日期年月日目錄第一章 設(shè)計任務(wù)書 11 設(shè)計任務(wù) 1第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計 11 電動機(jī)的選擇 12 傳動比的分配 23 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計 3第三章 高速級齒輪設(shè)計41 按齒面強(qiáng)度設(shè)計 42 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 6第四章 低速級齒輪設(shè)計 81 按齒面強(qiáng)度設(shè)計 82 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 103 結(jié)構(gòu)設(shè)計 124 斜齒輪各參數(shù)的確定 13第五章 各軸設(shè)計方案 141 中間軸的設(shè)計及軸承的選取 142 中間軸的受力和彎矩圖及計算 163 高速軸的設(shè)計 194

2、 高速軸的設(shè)計 205 各軸圖示與標(biāo)注 21計 算 及 說 明結(jié) 果第一章 設(shè)計任務(wù)書1設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計帶式輸送機(jī)的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。2、原始數(shù)據(jù)輸送帶的有效拉力 f=2500n輸送帶的工作速度 v=1.3輸送帶的滾桶直徑 d=300mm 3、工作條件兩班制工作，空載啟動。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220v。第二章 傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計一、帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)方案如下圖所示 1電動機(jī)的選擇 1電動機(jī)容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機(jī)所需有效功率設(shè)： 一對流滾動軸承效率。 =0.99計 算 及 說 明結(jié) 果為齒式聯(lián)軸器

3、的效率。 =0.99為8級齒輪傳動的效率。 =0.97輸送機(jī)滾筒效率。 =0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：工作機(jī)所需的電動機(jī)攻率為： y系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動機(jī)額定功率2、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速方案比較方案號型號額定功率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比y160m411.0kw1500146024.31y160l611.0kw100097016.01通過兩種方案比較可以看出：方案選用電動機(jī)的總傳動比為15.99，適合于二級減速傳動，故選方案較為合理。y160l6型三相異步電動機(jī)額定功率為11.0kw，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,電動機(jī)中

4、心高h(yuǎn)=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長度分別為：d=42mm、e=110mm2傳動比的分配帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)的總傳動比：.1 傳動系統(tǒng)各傳動比為：計 算 及 說 明結(jié) 果3 傳動系統(tǒng)的運(yùn)動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸電動機(jī)軸 1軸減速器中間軸 2軸減速器中間軸 3軸減速器低速軸4軸工作機(jī) 計 算 及 說 明結(jié) 果軸號電動機(jī)減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速1440144030382.7982.79功率3.823.78183.633.48593.4165轉(zhuǎn)矩25.3325.0767114.39402394聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動

5、比14.753.661傳動效率0.990.96030.96030.9801(單位：； pkw; tnm)第三章 高速級齒輪設(shè)計一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故用7級精度（gb10095-88）3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，二者材料硬差為40hbs。4)選取小齒輪齒數(shù)z1=17，大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=4.7517=79.75取z2=80。5)選取螺旋角。初螺旋角為=1401按齒面強(qiáng)度設(shè)計即：1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選kt=1.6（2） 由文獻(xiàn)【一】

6、圖10-30得zh=2.433（3） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得：（4） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩p1/n1=95.51053.7818/1440=2.5104nm各參數(shù)如左圖所示t1=2.5103nm計 算 及 說 明結(jié) 果(5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得：(6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù)(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限。(8)設(shè)每年工作時間按300天計算(9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)(10)疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1。2)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t(2)計算圓周的速度：(3)計算齒寬b

7、及模數(shù)mnt計 算 及 說 明結(jié) 果h=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789(4)計算重合度(5)計算載荷系數(shù)k根據(jù)v=2.7m/s、7級精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.10;由查得：kh=1.41;kf=1.3;kha=kfa=1.4(6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的(7)計算模數(shù)mn 2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計： 1）確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得(3)計算當(dāng)量齒數(shù)： (4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得：(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得：(6)由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限f

8、e1=500mpa計 算 及 說 明結(jié) 果大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限(7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)kfn1=0.85,kfn2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取則)幾何尺寸計算)計算中心距將中心距圓整為113mm2)按圓整后中心距修正螺旋角mm計 算 及 說 明結(jié) 果

9、)計算大、小齒輪的分度圓直徑 )計算齒輪寬度圓整后取5)結(jié)構(gòu)設(shè)計第四章 低速級齒輪設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度高，故用7級精度（gb10095-88）3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs，二者材料硬差為40hbs。4)選取小齒輪齒數(shù)z1=17，大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=3.6617=62取z2=62。5)選取螺旋角。初螺旋角為=1401按齒面強(qiáng)度設(shè)計即：2） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（5） 試選kt=1.6（6） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得zh=2.433（7） 由文獻(xiàn)【

10、一】圖10-30得：計 算 及 說 明結(jié) 果(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩p2/n2=95.51053.7818/1440=25.0767104nm(5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得：(6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù)(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。(8)設(shè)每年工作時間按300天計算(9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)(10)疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1。2)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t(2)計算圓周的速度：(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt 計 算 及 說 明結(jié) 果h=2.25mnt=2.045mm

11、b/h=60.19/7.7=7.8(4)計算重合度(5)計算載荷系數(shù)k根據(jù)v=1m/s、7級精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動載系數(shù)kv=0.7;由查得：kh=1.422;kf=1.33;kha=kfa=1.4(6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的(7)計算模數(shù)mn 2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計： 1）確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當(dāng)量齒數(shù)： h=2.25mm計 算 及 說 明結(jié) 果(4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得：(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得：(6)由圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限fe1=500mpa大齒輪的

12、彎曲疲勞強(qiáng)度極限(7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)kfn1=0.85,kfn2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取mn=3mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取則計 算 及 說 明結(jié) 果.幾何尺寸計算)計算中心距將中心距圓整為139mm2)按圓整后中心距修正螺旋角)計算大、小齒輪的分度圓直徑)計算齒輪寬度圓整后?。?結(jié)構(gòu)

13、設(shè)計1、參考文獻(xiàn)【一】第228頁圖10-392、以大齒輪為例在3號圖紙上繪圖3、圖示可參考附錄【一】4 斜齒輪各參數(shù)的確定名稱符號高速1齒高速2齒低速1齒低速2齒螺旋角13.4013.4014.25014.250法面模數(shù)2.52.533端面模數(shù)2.572.573.093.09法面壓力角200200200200端面壓力角20.5020.5020.6020.60法面齒距7.857.859.429.42端面齒距8.708.709.729.72法面齒頂高系數(shù)1111法面頂隙系數(shù)0.250.250.250.25法面基圓齒距7.387.388.858.85齒頂高2.52.533齒根高3.1253.1253

14、.753.75法面齒厚3.9253.9254.714.71齒頂圓直徑71.82308.2692.52308.82齒根圓直徑60.57297.0179.52295.82分度圓直徑66.82303.2686.52302.82基圓直徑62.59284.0680.99283.46計 算 及 說 明結(jié) 果 第五章 各軸設(shè)計方案1軸的設(shè)計軸的布置如下圖： 計 算 及 說 明結(jié) 果1 中間軸的設(shè)計及軸承的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【二】表15-3取a0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻(xiàn)【二】附表e-2，根據(jù)軸最小直徑38

15、.3mm，可選標(biāo)準(zhǔn)軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬b=15mm.由文獻(xiàn)【二】表5-2得d2=49.75mm考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s=10mm；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸c=5mm。2、受力分析（如下頁圖示）2 中間軸的受力和彎矩圖如下計 算 及 說 明結(jié) 果3、求水平面內(nèi)的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得：彎矩圖如上圖4、求垂直面內(nèi)的支承力，作垂直面的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖所示。5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。計 算 及 說 明結(jié) 果(軸向力

16、fa1、fa2用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承a、b上)彎矩圖如上圖所示6、軸的初步計算經(jīng)查資料軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)處理此處開有一個鍵槽時，直徑增大4%，所以 7、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑：由文獻(xiàn)【二】表5-1，取減速器中間軸的危險面直徑d =65mm.軸的最小直徑取d2就不當(dāng)了，應(yīng)定為：60mm(為軸承處直徑大小)8、鍵的選?。河晌墨I(xiàn)【二】附錄g可得：bh=1811,軸:-0.0430轂：0.0215; 深度：軸：7（00.2）,轂：4.4(00.2); 半徑：r=0.250.40rb=2829.57合彎矩大

17、小左側(cè)所示d=65mm計 算 及 說 明結(jié) 果3 高速軸的設(shè)計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【二】表15-3取a0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉(zhuǎn)矩：tca=kat1由文獻(xiàn)【二】表14-1得ka=1.3; tca=1.387330=113529nmm查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-1985或手冊，選用tl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長度l=62mm；轂孔長度l1=44mm。由文獻(xiàn)【二】表5-2得：d1=25 時，d2= d1+3.

18、1c=25+3.11.6=29.9mm3、選角接觸球軸承由文獻(xiàn)【二】附表e-3可選7006c:d3=35mm, d=62mm, b=14mm4、d4=d2+3.11.6=39.96; 取d4=40mm5、鍵的選取1）聯(lián)軸器處鍵的選取2)齒輪處鍵的選取6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來定。（標(biāo)注如附錄二）d1=25d2= 30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mm計 算 及 說 明結(jié) 果4 低速軸的設(shè)計及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)【二】表15-3取a0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：tca=kat3由文獻(xiàn)【二】表14-1得ka=1.3; tca=1.3128900=1675700nmm查標(biāo)準(zhǔn)gb/t5014-1985或手冊，選用tl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為200