资源描述
带式输送机传动系统设计阐明书题目二级圆柱齿轮减速器的设计工程技术系专业班完毕人学号同组人指引教师完毕日期年月日目录第一章 设计任务书 11 设计任务 1第二章 传动系统方案的总体设计 11 电动机的选择 12 传动比的分派 23 传动系统的运动和动力学参数设计3第三章 高速级齿轮设计41 按齿面强度设计 42 按齿根弯曲强度设计6第四章 低速级齿轮设计81 按齿面强度设计 82 按齿根弯曲强度设计 103 构造设计 124 斜齿轮各参数的拟定 13第五章 各轴设计方案 141 中间轴的设计及轴承的选用 142 中间轴的受力和弯矩图及计算 163 高速轴的设计 194 高速轴的设计 205 各轴图示与标注 21计 算 及 说 明结 果第一章 设计任务书1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力 F=2500N输送带的工作速度 v=1.3输送带的滚桶直径 d=300mm 3、工作条件两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下持续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。第二章 传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示 1电动机的选择 1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设： 一对流滚动轴承效率。 =0.99计 算 及 说 明结 果为齿式联轴器的效率。 =0.99为8级齿轮传动的效率。 =0.97输送机滚筒效率。 =0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机攻率为： Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M411.0KW1500146024.31Y160L611.0KW100097016.01通过两种方案比较可以看出：方案选用电动机的总传动比为15.99，适合于二级减速传动，故选方案较为合理。Y160L6型三相异步电动机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm2传动比的分派带式输送机传动系统的总传动比：.1 传动系统各传动比为：计 算 及 说 明结 果3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴 1轴减速器中间轴 2轴减速器中间轴 3轴减速器低速轴4轴工作机 计 算 及 说 明结 果轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144030382.7982.79功率3.823.78183.633.48593.4165转矩25.3325.0767114.39402394联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801(单位：； PkW; TNm)第三章 高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运送机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两者材料硬差为40HBS。4)选用小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.7517=79.75取Z2=80。5)选用螺旋角。初螺旋角为=1401按齿面强度设计即：1） 拟定公式内的各计算数值（1） 试选Kt=1.6（2） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433（3） 由文献【一】图10-30得：（4） 计算小齿轮传递的转矩P1/n1=95.51053.7818/1440=2.5104Nm各参数如左图所示T1=2.5103Nm计 算 及 说 明结 果(5) 文献【一】表10-7得：(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的疲劳强度极限。(8)设每年工作时间按300天计算(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周的速度：(3)计算齿宽b及模数mnt计 算 及 说 明结 果H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重叠度(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：KH=1.41;KF=1.3;KHa=KFa=1.4(6)按实际的载荷系数校正所算得的(7)计算模数Mn 2 按齿根弯曲强度设计： 1）拟定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重叠度1.35,从图10-28查得(3)计算当量齿数： (4)查取齿形系数，由表10-5查得：(5)查取应力校正系数，由表10-6得：(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa计 算 及 说 明结 果大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。大齿轮的数值大)设计计算对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn不小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由取则)几何尺寸计算)计算中心距将中心距圆整为113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角mm计 算 及 说 明结 果)计算大、小齿轮的分度圆直径 )计算齿轮宽度圆整后取5)构造设计第四章 低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运送机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择。 由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两者材料硬差为40HBS。4)选用小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.6617=62取Z2=62。5)选用螺旋角。初螺旋角为=1401按齿面强度设计即：2） 拟定公式内的各计算数值（5） 试选Kt=1.6（6） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433（7） 由文献【一】图10-30得：计 算 及 说 明结 果(4)计算小齿轮传递的转矩P2/n2=95.51053.7818/1440=25.0767104Nm(5) 文献【一】表10-7得：(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。(8)设每年工作时间按300天计算(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周的速度：(3)计算齿宽b及模数mnt 计 算 及 说 明结 果H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8(4)计算重叠度(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KH=1.422;KF=1.33;KHa=KFa=1.4(6)按实际的载荷系数校正所算得的(7)计算模数Mn 2按齿根弯曲强度设计： 1）拟定计算参数(1)计算载荷系数(2)根据纵向重叠度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数： H=2.25mm计 算 及 说 明结 果(4)查取齿形系数，由表10-5查得：(5)查取应力校正系数，由表10-6得：(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。大齿轮的数值大)设计计算对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn不小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由取则计 算 及 说 明结 果.几何尺寸计算)计算中心距将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角)计算大、小齿轮的分度圆直径)计算齿轮宽度圆整后取：3构造设计1、参照文献【一】第228页图10-392、以大齿轮为例在3号图纸上绘图3、图示可参照附录【一】4 斜齿轮各参数的拟定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角13.4013.4014.25014.250法面模数2.52.533端面模数2.572.573.093.09法面压力角200200200200端面压力角20.5020.5020.6020.60法面齿距7.857.859.429.42端面齿距8.708.709.729.72法面齿顶高系数1111法面顶隙系数0.250.250.250.25法面基圆齿距7.387.388.858.85齿顶高2.52.533齿根高3.1253.1253.753.75法面齿厚3.9253.9254.714.71齿顶圆直径71.82308.2692.52308.82齿根圆直径60.57297.0179.52295.82分度圆直径66.82303.2686.52302.82基圆直径62.59284.0680.99283.46计 算 及 说 明结 果 第五章 各轴设计方案1轴的设计轴的布置如下图： 计 算 及 说 明结 果1 中间轴的设计及轴承的选用1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选用轴的材料为45钢，调质解决，由文献【二】表15-3取A0=112，于是得。输出轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2，根据轴最小直径38.3mm，可选原则轴球轴承的安装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=15mm.由文献【二】表5-2得d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。2、受力分析（如下页图示）2 中间轴的受力和弯矩图如下计 算 及 说 明结 果3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得：弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。计 算 及 说 明结 果(轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上)弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质解决此处开有一种键槽时，直径增大4%，因此 7、轴的构造设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：由文献【二】表5-1，取减速器中间轴的危险面直径d =65mm.轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)8、键的选用：由文献【二】附录G可得：bh=1811,轴:-0.0430毂：0.0215; 深度：轴：7（00.2）,毂：4.4(00.2); 半径：r=0.250.40RB=2829.57合弯矩大小左侧所示D=65mm计 算 及 说 明结 果3 高速轴的设计及联轴器的选用 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选用轴的材料为45钢，调质解决。由文献【二】表15-3取A0=112，于是得。输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KAT1由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.387330=113529Nmm查原则Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。由文献【二】表5-2得：d1=25 时，d2= d1+3.1c=25+3.11.6=29.9mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7006C:d3=35mm, D=62mm, B=14mm4、d4=d2+3.11.6=39.96; 取d4=40mm5、键的选用1）联轴器处键的选用2)齿轮处键的选用6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）d1=25d2= 30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mm计 算 及 说 明结 果4 低速轴的设计及联轴器的选用 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选用轴的材料为45钢，调质解决。由文献【二】表15-3取A0=112，于是得。输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、联轴器的计算转矩：Tca=KAT3由文献【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3128900=1675700Nmm查原则Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为000Nmm；半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度L1=107mm。由文献【二】表5-2得：d1=60mm时，d2= d1+3.5c=60+3.52=67mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表E-3可选7014C:d3=70mm, D=110mm, B=20mm4、d4=74mm5、键的选用1）齿轮处键的选用2)联轴器处键的选用6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）d1=60mmd2=67mmd3=70mmd4=84mm5 各轴图示与标注高速级轴承中间轴承低速级轴承【注】：上图为二级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：mm
展开阅读全文