带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计)30381.pdf

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1、带式输送机传动系统设计说明书 题目 二级圆柱齿轮减速器的设计 工程技术系 专业 班 完成人 学号 同组人 指导老师 完成日期 年 月 日 目录 第一章 设计任务书 1 1 设计任务 1 第二章 传动系统方案的总体设计 1 1 电动机的选择 1 2 传动比的分配 2 3 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4 1 按齿面强度设计 4 2 按齿根弯曲强度设计 6 第四章 低速级齿轮设计8 1 按齿面强度设计 8 2 按齿根弯曲强度设计 10 3 结构设计 12 4 斜齿轮各参数的确定 13 第五章 各轴设计方案 14 1 中间轴的设计及轴承的选取 14 2 中间轴的受力和弯矩图

2、及计算 16 3 高速轴的设计 19 4 高速轴的设计 20 5 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=sm 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，常温下连续（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 043 皮带轮12电动机联轴器 1 电动机的选择 kwPw25.3 1电动机容量选择

3、 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 kwpvPw25.310003.125001000 设：轴一对流滚动轴承效率。轴=计 算 及 说 明 结 果 01为齿式联轴器的效率。01=齿为 8 级齿轮传动的效率。齿=筒输送机滚筒效率。筒=估算传动系统的总效率：86.096.097.099.099.024224201筒齿轴 工作机所需的电动机攻率为：kwppwr82.386.025.3 Y 系列三相异步电动机技术数据中应满足：。rmpp,因此综合应选电动机额定功率kwpm4 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 min8.8214.33003.16060rDvnw 方

4、案比较 方案号 型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 Y160M4 1500 1460 Y160L6 1000 970 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，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，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=110mm 2 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比：86.0 kwpr82.3 min8.82rnw 39.17i 75.412i 66.323i 39.178.821440wmnni.1 75.439.

5、173.13.112ii 66.375.439.171223iii 传动系统各传动比为：计 算 及 说 明 结 果 1,66.3,75.4,14231201iiii 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 min14400rn kwp82.30 mNnpT33.25144082.395509550000 1 轴减速器中间轴 min14400101rinn kwpp7818.399.082.30101 mNiTT0767.2599.0133.25010101 2 轴减速器中间轴 min30375.414401212rinn kwpp63.39

6、603.07818.31212 mNiTT36.11497.09603.075.40767.25121212 3 轴减速器低速轴 min79.8266.33032323rinn kwpp4859.39603.063.32323 mNiTT4029603.066.339.114232323 4 轴工作机 min79.8234rnn kwpp4165.39801.04859.33434 计 算 及 说 明 结 果 mNiTT3949801.01402343434 轴号 电动机 减速器 工作机 0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴 转速 1440 1440 303 功率 转矩 402 394 联接

7、、传动件 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 1 1 传动效率 (单位：minrn；PkW;TNm)第三章 高速级齿轮设计 一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机，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，二者材料硬差为 40HBS。4)选取小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=17=取 Z2=80。5)选取螺旋角。初螺旋角为=140 1 按齿面强度设计 各参数如左图所示 即：3211)(12HEHadttZZuuTkd 1）

8、确定公式内的各计算数值（1）试选 Kt=（2）由文献【一】图 10-30 得 ZH=（3）由文献【一】图 10-30 得：595.187.0;725.02121aaaaa（4）计算小齿轮传递的转矩 51105.95TP1/n1=1051440=104Nm T1=103Nm 计 算 及 说 明 结 果(5)文献【一】表 10-7 得：1d(6)文献【一】表 10-6 得：材料弹性影响系数216.189 MPaZE(7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的疲劳强度极限MPaH5502lim。(8)设每年工作时间按 300 天计算 9111079

9、65.2)1030082(19706060HjLnN 9921061.056.4107965.2N(9)由文献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 95.0;91.021HNHNKK(10)疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。MPaMPaSKHHNH5406009.01lim11 MPaMPaSKHHNH02.46555095.02lim22 MPaHHH51.502221 2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t mmdt83.35)25.5318.189433.2(75.4175.4595.11105.26.123231(2)计算圆周的速度：smndvt7.210006

10、0144083.3510006011(3)计算齿宽 b 及模数 mnt mmmmdbtd83.3583.3511 mmdt83.351 smv7.2 mmmnt045.2 mmZdmtnt045.21714cos83.35cos011 计 算 及 说 明 结 果 H=2.045mm b/h=(4)计算重合度 35.114tan171318.0tan318.001Zd(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=;由查得：KH=;KF=;KHa=KFa=17.241.14.11.11HHaVAKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算得的

11、 mmmmkkddtt66.396.117.283.353311(7)计算模数 Mn mmmmZdmn26.21714cos66.39cos011 2 按齿根弯曲强度设计：32121cos2FSaFadnYYZYkTm 1）确定计算参数(1)计算载荷系数 002.23.14.110.11FHaVAKKKKK(2)根据纵向重合度,从图 10-28 查得89.0Y(3)计算当量齿数：61.1814cos17cos03311ZZv 58.8714cos80cos03322ZZv(4)查取齿形系数，由表10-5 查得：22.2;97.221FaFaYY mmK17.2 mmd66.391 mmmn26

12、.2 mmK002.2 mmZv61.181 mmZv58.872(5)查取应力校正系数，由表 10-6 得：77.1;52.121saSaYY(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.3802MPaFE(7)由图 10-18 查得弯曲疲劳强寿命系数 KFN1=,KFN2=(8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 MPaMPasKFEFNF57.3034.150085.0111 MPaMPasKFEFNF86.2384.138088.0222(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。01487.057.

13、30352.197.2111FSaFayY 01645.086.23877.122.2222FSaFayY 大齿轮的数值大)设计计算 mmmmmn44.101645.0595.117114cos89.0105.2002.2232024 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大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。但为了同时满足接触疲劳强度，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 86.255.214cos62.66cos011nmdZ 取191Z 则9175.4191212iZZ)几何尺寸计算 mmmn4

14、4.1 191Z 912Z 113amm)计算中心距11314cos22)9119(cos2)(021nmZZa 将中心距圆整为 113mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 计 算 及 说 明 结 果 02123.1318522)9119(arccos2)(arccosamZZn 等不必修正故参数值改变不多因HaZK，,1)计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdn3923.13cos219cos011mmmZdn18723.13cos291cos022 )计算齿轮宽度 mmmmdbd393911 圆整后取mmBmmB45;4012 5)结构设计 第四章 低速级齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级

15、、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，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，二者材料硬差为 40HBS。4)选取小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=17=62 取 Z2=62。5)选取螺旋角。初螺旋角为=140 1 按齿面强度设计 即：3211)(12HEHadttZZuuTkd 023.13 mmd391mmd1872 mmB701 mmB652 2）确定公式内的各计算数值（5）试选 Kt=（6）由文献【一】图 10-30 得 ZH=（7）由

16、文献【一】图 10-30 得：615.189.0;725.02121aaaaa 计 算 及 说 明 结 果(4)计算小齿轮传递的转矩 52105.95TP2/n2=1051440=104Nm(5)文献【一】表 10-7 得：1d(6)文献【一】表 10-6 得：材料弹性影响系数216.189 MPaZE(7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。(8)设每年工作时间按 300 天计算 9211061.0)1030082(172.2126060HjLnN 9921017.051.31061.0N(9)由文

17、献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 96.0;95.021HNHNKK(10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1。MPaMPaSKHHNH57060095.01lim11 MPaMPaSKHHNH52855096.02lim22 MPaHHH549221 2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t mmdt19.60)5498.189433.2(66.3166.3615.111039.1146.123241(2)计算圆周的速度：smndvt95.010006030319.6010006011 NmT41100767.25 mmdt19.601 smv95.0 (3)计算齿宽

18、 b 及模数 mntmmmmdbtd19.6019.6011 计 算 及 说 明 结 果 mmZdmtnt435.31714cos19.60cos011 H=2.045mm b/h=(4)计算重合度 35.114tan171318.0tan318.001Zd(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=;由查得：KH=;KF=;KHa=KFa=18.242.14.17.01HHaVAKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算得的 mmmmkkddtt73.666.118.219.603311(7)计算模数 Mn mmmmZdmn8.3171

19、4cos73.66cos011 2 按齿根弯曲强度设计：32122cos2FSaFadnYYZYkTm 1）确定计算参数(1)计算载荷系数 002.233.14.17.01FHaVAKKKKK(2)根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数87.0Y(3)计算当量齿数：61.1814cos17cos03311ZZv mmmnt435.3 H=2.25mm 18.2K mmd73.661 mmmn8.3 002.2K 61.181vZ 87.672vZ 87.6714cos62cos03322ZZv 计 算 及 说 明 结 果(4)查取齿形系数，由表 10-5 查得：258.2;89.

20、221FaFaYY(5)查取应力校正系数，由表10-6 得：74.1;558.121saSaYY(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.3802MPaFE(7)由图 10-18 查得弯曲疲劳强寿命系数 KFN1=,KFN2=(8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 MPaMPasKFEFNF57.3034.150085.0111 MPaMPasKFEFNF86.2384.138088.0222(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。01464.057.303532.1882.2111FSaFayY 01644.086.2387

21、20.1260.2222FSaFayY 大齿轮的数值大)设计计算 mmmmmn364.201644.0615.117114cos87.01039.114002.2232023 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大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。但为了同时满足接触疲劳强度，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 46.19314cos19.60cos011nmdZ mmmn364.2 191Z 712Z 取191Z则7166.3191212iZZ 计 算 及 说 明 结 果.几何尺寸计算)计算中心距1

22、3914cos23)7119(cos2)(021nmZZa 将中心距圆整为 139mm 2)按圆整后中心距修正螺旋角 02178.1313923)7119(arccos2)(arccosamZZn 等不必修正故参数值改变不多因HaZK，,1)计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmZdn76.5878.13cos319cos011mmmZdn59.21978.13cos371cos022)计算齿轮宽度 mmmmdbd76.5876.5811 圆整后取：mmBmmB65;6012 3 结构设计 1、参考文献【一】第 228 页图 10-39 2、以大齿轮为例在 3 号图纸上绘图 3、图示可参考附录【一

23、】mma139 078.13 mmd76.581 mmd59.2192 mmB651mmB602 4 斜齿轮各参数的确定 名称 符号 高速 1 齿 高速 2 齿 低速 1 齿 低速 2 齿 螺旋角 法面模数 nm 3 3 端面模数 tm 法面压力角 n 200 200 200 200 端面压力角 t 法面齿距 np 端面齿距 tp 法面齿顶高系数*anh 1 1 1 1 法面顶隙系数*nc 法面基圆齿距 bnp 齿顶高 ah 3 3 齿根高 fh 法面齿厚 ts 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd 分度圆直径 d 基圆直径 bd 计 算 及 说 明 结 果 第五章 各轴设计方案 1轴的设计 轴

24、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取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【二】表 15-3 取 A0=112，于是得mmnpAd3.3879.824819.311233220min。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，可选标准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=10

25、mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸 C=5mm。mmbbSKCBlhlAB172)2(211 mmbKCBlmmlllmmbKCBllBDACABBChAC5.58225.1235.482211 2、受力分析（如下页图示）mmd3.38min mmlAB172 mmlAC5.48 mmlBC5.123 mmlBD5.58 NFt42.12231 NFr43.4571 NFa6.2871 NFt38392 NFr16.5391 NFa5.9471 NFFNFFNNdTFNFFNFFNNdTFtantrttantrt5.94778.13tan3839tan16.53978.13co

26、s20tan3893costan389376.5839.114200020006.28723.13tan42.1223tan43.45723.13cos20tan42.1223costan42.122318739.1142000200002220022222220111001112121 2 中间轴的受力和弯矩图如下 MC2MC1MD2MD1中间轴受力图扭距图合弯距图垂直方直弯距图水平方直弯距图垂直方向受力水平方向受力BDCMABDCTABDCMAAMDCBAyRAyCFr1Fa1Fa2DFr2BRByxRAxFt1Ft2DBRBxCAlBClAcRByRBxFa2Ft2Fr2Fr1Ft1Fa

27、1XRAyRAxBDCAy 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：NNllFlFRABBDtBCtAX54.22491675.5838395.12342.122321 NRFFRAXttBX88.281254.2249383942.122321 mmNlRMMMACAXCXBXAX69.1091025.4854.2249;0 mmNlRMBDBXDX48.164553 弯矩图如上图 4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图 mmNllFdFlFdFRABBDraBCraAy25.1772195.6933552/52.8622771629

28、532/26.30360722222111 mmNRFFRAyrrBy85.30625.17743.4575.94112 mmNlRMMMACAYCYByAy625.8596;01 mmNlFlRMCDrBCBYCY375.2198022 mmNlFlRMCDrADAYDY725.1795011 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。NRRRAYAXA5.225622 NRAX54.2249 NRBX88.2812 NMAX69.109102 NMDX48.164553 NRAY25.177 NRBY85.306 0BYAYMM NmmMAY625.8596

29、 mmNMCY375.219802 mmNMDY725.179501 NRA5.2256 计 算 及 说 明 结 果 NRRRBYBXB57.282922(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)0BAMM mmNMMMCYCXC09.2779896.700988.269005222121 mmNMMMCYCXC47.294737)1.120441(8.269005222222 mmNMMMDYDXD3.5429166.2720077.469861222121 mmNMMMDYDXD1.4768729.814677.4

30、69861222222 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 号钢调质处理MPaMPab7.58,6371 mmTMdCC07.49)(10322 mmTMdDD36.49)(10322 此处开有一个键槽时，直径增大4%，所以 mmdC03.51 mmdD33.51 7、轴的结构设计 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：mmadcd55.399.33113)35.03.0()35.03.0(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)RB=合弯矩 大小 左侧 所示 D=65

31、mm 8、键的选取：由文献【二】附录 G 可得：bh=1811,轴:0 毂：;深度：轴：7（0）,毂：(0;半径：r=计 算 及 说 明 结 果 3 高速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献【二】表 15-3 取 A0=112，于是得 mmnpAd5.2397087.811233220min。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=;Tca=87330=113529Nmm 查标准 Gb/T5014-1985 或手册，选用 TL5 型弹性柱销联

32、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+=29.9mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表 E-3 可选 7006C:d3=35mm,D=62mm,B=14mm 4、d4=d2+=;取 d4=40mm 5、键的选取 1）联轴器处键的选取 mmd5.23min d1=25 d2=30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm mmLmm：rhb。36;25.016.03.3:;0.4:018.078251001.0000360半径毂轴

33、深度毂轴可选由 2)齿轮处键的选取 63;40.025.0:3.3:;0.5:0215.0:;:1812:402002.0000430lmmrhb。半径毂轴深度毂轴可选由 6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）计 算 及 说 明 结 果 4 低速轴的设计及联轴器的选取 1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献【二】表 15-3 取 A0=112，于是得 mmnpAd45.5760.6018.811233220min。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=;Tca=

34、128900=1675700Nmm 查标准 Gb/T5014-1985 或手册，选用 TL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000000Nmm；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+2=67mm 3、选角接触球轴承 由文献【二】附表 E-3 可选 7014C:d3=70mm,D=110mm,B=20mm 4、d4=74mm 5、键的选取 1）齿轮处键的选取 mmd4.57min d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm mmLmm：r：s；：Nh：b。70;6.04.04.5;0.9026.099;1422802002.0000520半径毂轴深度毂轴可选由 2)联轴器处键的选取 mmLmmrJsNhb。90;40.025.0:4.4:;0.7:0215.09;9:1118:602002.0000430半径毂轴深度毂轴可选由 6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）5 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