自动送料带式运输机传动装置中的一级直齿轮减速器设计说明书

自动送料带式运输机传动装置中的一级直齿轮减速器设计说明书一 总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器 二 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三 原始数据 鼓轮的扭矩T（Nm）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 2电动机容量的选择 1） 工作机所需功率Pw Pw3.4kW 2） 电动机的输出功率 PdPw/ 0.904 Pd3.76kW 3电动机转速的选择 nd（i1i2in）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4电动机型号的确定 由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw nw38.4 i25.14 2合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。 因为i25.14，取i25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（Nm） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 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。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（1021）试算，即 dt 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt1.6 （2） 由图1030选取区域系数ZH2.433 （3） 由表107选取尺宽系数d1 （4） 由图1026查得10.75，20.87，则121.62 （5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa （6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； （7） 由式1013计算应力循环次数 N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107 （8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98 （9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t = =67.85 （2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s （3） 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 计算纵向重合度 = =0.3181tan14 =1.59 （5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42 由表1013查得KF=1.36 由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1= = mm=73.6mm （7） 计算模数mn mn = mm=3.74 3按齿根弯曲强度设计 由式(1017 mn 1） 确定计算参数 （1） 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0。88 （3） 计算当量齿数 z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47 （4） 查取齿型系数 由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 （5） 查取应力校正系数 由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 （6） 计算F F1=500Mpa F2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 F1=339.29Mpa F2=266MPa （7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 mn =2.4 mn=2.5 4几何尺寸计算 1） 计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos =13 5550” 3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4） 计算齿轮宽度 b=dd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴： 1初步确定轴的最小直径 d =34.2mm 2求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2） 截面IV右侧的 截面上的转切应力为 由于轴选用40cr，调质处理，所以 （2P355表15-1） a) 综合系数的计算 由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， （2P38附表3-2经直线插入） 轴的材料敏感系数为 ， ， （2P37附图3-1） 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， （2P37附图3-2）（2P39附图3-3） 轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （2P40附图3-4） 轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ， c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。 I轴： 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步确定轴的最小直径 3轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 2） 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 III轴 1作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步确定轴的最小直径 3轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 滚动轴承的选择及计算 I轴： 1求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 II轴： 6、 轴承30307的校核 1） 径向力 2） 派生力 ， 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 III轴： 7、 轴承32214的校核 1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ， 4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5） 轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算 代号 直径 （mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩 （Nm） 极限应力 （MPa） 高速轴 8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（单头） 40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12870（单头） 40 58 4 191 41.2 低速轴 201280（单头） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚 （1P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M161.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。