带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计)

1、机械设计课程设计说明书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-29 -il第一章 设计任务书 i§ 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

2、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 m s输送带的滚桶直径d=300mm3、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

3、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pw = 3.25kwc pv 2500 1.3pw3.25kw10001000设：”轴对流滚动轴承效率“轴=0.99计算及说明结果% 为齿式联轴器的效率。51=0.99”齿 为8级齿轮传动的效率。频=0.97”筒一一输送机滚筒效率。”筒=0.96估算传动系统的总效率：242242n =喝 乂呜乂“筒=0.992 x 0.994 父 0.972 父 0.96 = 0.86工作机所需的电动机攻率为：pr = pw4=3.250 86 = 3.82kwy系列

4、三相异步电动机技术数据中应满足：。pm之pr,因此综合应选电动机额定功率pm =4kw2、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60v60 m 1.3,nw -一之 82.8 r/mindn 300 m3.14方案比较"=0.86pr =3.82kwnw % 82.8b mi =17.39i12 =4.75i23 =3.66 口 力杀万型号额定功率同步转速满载转速总传动比iy160m 411.0kw1500146024.31ry160l 611.0kw100097016.01通过两种方案比较可以看出：方案r选用电动机的总传动比为 15.99, 适合于二级减速传动，

5、故选方案ii较为合理。y160l- 6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=110mm§ 2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：i =nm/ =144% 广17.39 .1 / nw/ 82.8i2 =<1¥ =)1.3父17.39 =4.75 i23 = / =17.39; 74-=3.66/ i12y 4.75传动系统各传动比为：n计算及说明结果ioi =1儿=4.75,i23 =3.661=1§ 3传动系统的运动和动力学参

6、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n0 =1440r/minp0 =3.82kw_p03.82t0 = 9550p= 9550 = 25.33n *mn014401轴一一减速器中间轴n0n = ,=1440r/minp = p。 = 3.82 m 0.99 =3.7818kwi01t1 =t0i01tl01 =25.331 x 0.99 = 25.0767n *m2轴一一减速器中间轴n11440 .一 一 n2 =303r 1 minp2 =p1n12 = 3.7818 x 0.9603 = 3.63kwi124.75t2 =t1i12n12 =25.0767 m 4

7、.75父 0.9603m 0.97 = 114.36n ,m3轴一一减速器低速轴n2303 cc” , n3 -82.79 门mini233.66p3 =p2"23 =3.63 父 0.9603 = 3.4859kwt3 =t2i23n23 =114.39 父3.66父 0.9603 = 402n *m4 轴工作机n4 = n3 =82.79rminp4 =p3,34 =3.4859 m 0.9801 =3.4165kw计算及说明结果t4 =t3i34/4 =402 m1m0.9801 =394n m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.

8、79各参数如左图功率3.82p 3.78183.633.48593.4165所示转矩25.33p 25.0767114.39402394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：n - r/min ； pkw; t nm)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 z

9、i=17,大齿轮齿数：z2=izi=4.75x 17=79.75取 z2=80o5)选取螺旋角。初螺旋角为6=14o§ 1按齿面强度设计即：d1t =3|2ktt1 .u +1/zhze、26d 8au()51)确定公式内的各计算数值(1)试选 kt=1.6(2)由义献【一】图10-30得zh=2.433(3)由义献【一】图10-30 得：41 =0.72(%=%1 +5;%2 =0.87%2 =1.595(4)计算小齿轮传递的转矩5_ ，一 5 ，_一 一_， 一 4一.t =95.5 m105xp1/n 1=95.5x 10 x 3.7818/1440=2.5 x 10nmt1=

10、2.5x103nm计算及说明文献【一】表10-7得：% =11(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数ze=189.6mpa 2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 仃川仙1 =600mpa ;大齿轮的疲劳强度极限 仃川而2 =550mpa。(8)设每年工作时间按300天计算9n1 =60nl jlh =60 970 1 (2 8 300 10)=2.7965 109心=2.7965 109 yl *= 0.61 10924.56(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数khni =0.91;khn2 =0.95(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为s

11、=1。0hi =khn1 * hlim1-=0.9 600mpa =540mpask二 h2： hhm2 =0.95 550mpa =465.02mpa s二h 1 ' -h 2二hh2 =502.51mpa22)计算(1)小齿轮分度圆直径d1tq 2 1.6 2.5 1034.75 1d1t -3, / 八1 1.5954.752.433 189.8 2 (531.25)=35.83mmd1t-35.83(2)计算圆周的速度:二 d1tni1二 35.83 1440 v = 2.7 =v2.760 100060 1000(3)计算齿宽b及模数mntb = dd1t =1 35.83m

12、m = 35.83mmmntd1t cos ： 一乙35.83 cos14017=2.045mmmnt = 2.045m计算及说明结果h=2.25m nt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度sp=0.318x*dz1tanp =0.318父1 父 17父 tan140 =1.35(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：khb=1.41;kfb=1.3;k h/限=1.4k =kakvkhakhp=1 父1.1父1.4父 1.41 =2.17(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1 =d1穴1

13、=35.83 父 3j21716mm = 39.66mm(7)计算模数mn. d1 cosp_39.66mcos14：-。-k = 2.17mmd1 = 39.66mmmn -r-乙him - .vmm 17mn = 2.26mm§ 2按齿根弯曲强度设计：mn j2ktybcos b yayavez1%产f1)确定计算参数(1)计算载荷系数k =kakvkhakfp =1父 1.10 m 1.4父1.3 = 2.002(2)根据纵向重合度1.35，从图10-28查得丫日=0.89k = 2.002mm(3)计算当量齿数： zvi = z； 口 =-1 0 =18.61cos cos

14、14zv2二 z2cos3 :8030cos 14=87.58zv1zv2(4)查取齿形系数，由表10-5查得：yfa1 =2.97”fa2 =2.22(5)查取应力校正系数，由表 10-6得：ysh =1.52;ysa2 =1.77(6)由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(tfe1=500mpa计算及说明大齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 =380mpa.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数 kfni=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s= 1.4kfn1、fe1 0.85 500、下1=mpa =303.57mpas1.4kfn2fe2 0.

15、88 380、f2=mpa =238.86mpas1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。yfa1ysa1 =2.97 1.52 =0.01487f1303.57宣=号建7大齿轮的数值大2 )设计计算.2 2.002 2.5 1 04 0.89 cos2140 八八 /mn -3/: 0.01645mm = 1.44mm1.1 172 1.595对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n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di

16、cos ：66.62 cos140z1 =u1cos =uuu_cos_=25.86 取 z1 =19mn2.5贝uz2 =z1i12 =19 4.75 = 914 ）几何尺寸计算1 ）计算中心距a=k =，g宁= 1132cos：2 cos14 0将中心距圆整为 113mmmn 一 1.44mmz1 =19z2 = 91a =113 mm计算及说明arccos(zi z2)mn =arccos(19 91) 2 不42a2 185因ms改变不多，故参数/1,kp2h等不必修正3 ）计算大、小齿轮的分度圆直径乙mn19 2d10 = 39mm d2cos -cos13.230二 z?mncos

17、 :91 2cos13.230=187mm4 )计算齿轮宽度b = dd1 =1 39mm = 39mmb =13.230d1 = 39mmd 2 = 187mmb1 = 70mmb2 = 65mm圆整后取 b2 =40mmjb1 = 45mm5）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、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 zi=17,大齿轮齿数：z2=iz1=3.66x

18、 17=62取 z2=62o5）选取螺旋角。初螺旋角为6=14°§ 1按齿面强度设计即:d1t=3的 ”/hz(d -a uhe)22）确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:；a1 =0.725; a2 =0.89；a = ；a1 a2 =1615计算及说明(4)计算小齿轮传递的转矩t11 t2 =95.5x105 x 固n 2=95.5 x 105x 3.7818/1440=25.0767 x 104nm25.0767m 104n文献【一】表10-7得：% =11(6)文献【一】表1

19、0-6得：材料弹性影响系数ze=189.6mpa/2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 仃hiim1 =600mpa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 0hlim2 = 550mpa 。(8)设每年工作时间按300天计算 _ _9n1 =60n2jlh =60 212.72 1 (2 8 300 10)=0.61 109n2 =0.61 父10/=0.17父10923.51(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数khni =0.95;khn2 =0.96 (10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为s=1o=khn1 ,、- hlim1 =0.95 600mpa =

20、570mpa sk0h2 = hn2 hlim2 =0.96 550mpa =528mpas二h 1 二h 2二h=549mpa22)计算d1t = 60.19mmv = 0.95ms(1)小齿轮分度圆直径d1t,.2 1.6114.39 1 04 3.661 ,2.4331 89.82d1t -3- 一 ()2=60.19mm1 1.6153.66549(2)计算圆周的速度:5% 二 60.19 303v0.9560 100060 1000(3)计算齿宽 b 及模数 mntb = $dd1t =1父 60.19mm = 60.19mm计算及说明结果d1t cosp 60.19 xcos140

21、mnt = 3.435mmz117h=2.25m nt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8(4)计算重合度ep=0.318x4dz1tanp =0.318义1乂17 乂 tan140 =1.35(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 b =1.422;kfb =1.33;k h=ka=1.4k =kakvkhakhp =1 父 0.7x 1.4父1.42 = 2.18(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1 =d1tjk/ =60.19m3,2.18cmm = 66.73mmy / kt1/1.6(7)计算模数m

22、nd1 cos p66.73 父 cos140o omn =mm = 3.8mmz117§ 2按齿根弯曲强度设计：mn /"/cosyaysad虹1%2f1)确定计算参数(1)计算载荷系数k = k akv kha kf p =1父 0.7 父 1.4 父 1.33 = 2.002(2)根据纵向重合度1.35，从图10-28查得螺旋角影响系数yp = 0.87 z,17计算当量齿数：zv1 -3 r -37-18.61cos p cos 14zv2 = ht = -32-t = 67.87cos p cos 14mnt = 3.435mmh=2.25mmk =2.18 d1

23、 = 66.73mmmn = 3.8mmk =2.002zvi =18.61zv2 =67.87计算及说明(4)查取齿形系数，由表10-5查得：yfai =2.89”fa2 =2.258(5)查取应力校正系数，由表 10-6得：ysh =1.558;ysa2 =1.74 (6)由图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(tfei=500mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 12 =380mpa.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数 kfni=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s= 1.4kfn1fe1 =0.85 500mpa =303.57mpas1

24、.4kfn2fe2 0.88 380 f2 : =mpa =238.86mpas1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。匕，1 j882 卜532 =0.01464fi303.57yfa2 ysa2 = 2.260 x1.720 = 0.01644大齿轮的数值大f2238.862 )设计计算mn2 2.002 114.39 103 0.87 cos21401 172 1.6150.01644mm = 2.364mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n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

25、限算得分度圆直径 d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由mn 一 2.364mmd cos1 二mn60.19 cos1403= 19.46z1 =19取 zi =19 贝 uz2 =z1i12 =193.66 = 71z2 =71计算及说明结果4 .几何尺寸计算1 )计算中心距 a =(乙 izm = (19+71)：3 =1392 cos p2mcos14将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角r(z1 +z2)mn(19+71)x3 彳0p = arccos= arccos=13.782a2 x139因 唯改义/、多，故参数41,k&zh等/、必修正3 )计算大

26、、小齿轮的分度圆直径zmn19m3z2mn71m3d1 =丁 =58.76mm d2 =0r = 219.59mmcosf cos13.780cosfcos13.7804 )计算齿轮宽度b= 4ddi =1 乂 58.76mm = 58.76mm圆整后取：b2 =60mm; b1 =65mm§ 3结构设计1、参考文献【一】第228页图10-392、以大齿轮为例在3号图纸上绘图3、图示可参考附录【一】a = 139mm1 =13.78°d1 = 58.76mmd2 =219.59mmb1 =65mmb2 =60mm§ 4斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速

27、1齿低速2齿螺旋角p13.4013.4014.25014.250法面模数mn2.52.533端面模数mt2.572.573.093.09法面压力角%200200200200端面压力角%20.5020.5020.6020.60法面齿距pn7.857.859.429.42端面齿距pt8.708.709.729.72法面齿顶图系数,* han1111法面顶隙系数*cn0.250.250.250.25法面基圆齿距pbn7.387.388.858.85齿顶局ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75法面齿厚st3.9253.9254.714.71齿顶圆直径da71.82308.2

28、692.52308.82齿根圆直径df60.57297.0179.52295.82分度圆直径d66.82303.2686.52302.82基圆直径db62.59284.0680.99283.46计算及说明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§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。dmin = 38.3mm选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取ao=112, 于是得dmin =a0 3件=112父祗4819=38.3mm。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

29、,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 轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸 党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸s=10mm；考虑齿k=10mm；为保证c=5mm。iab =2(b2 c k) s bnbh1 =172mmiac =b2 ckbh1 2 = 48.5mmlbc = lab - iac = 123.5mmibd -b 2 ckbl1 2-58.5mm2、受力分析（如下页图示）2000t2d212000 114.39187n=1223.42nfr1

30、 =ft1 *tan -n =1223.42 <-tan 20 0 =457.43ncos %cos13.23fa1 =ft1 *tan -:i =1223.42 tan13.230 =287.6nft22000t2d 222000 114.3958.76n =3893nfr2 =ft2=n"3893tan 20 0-539.16ncos 2cos13.78fa2 =ft2 *tan -2 =3839 tan13.780 -947.5nl ab = 172mml ac = 48.5mmlbc = 123.5mml bd = 58.5mmft1 =1223.42nfr1 =457

31、.43nfa1 = 287.6nft2 =3839nfr1 =539.16nfa1 =947.5n§ 2中间轴的受力和弯矩图如下中间轴受力图水平方向受力水平方直弯距图md1合弯距图c/a扭距图计算及说明结果3、求水平向内的支承力，作水平向的弯矩图 由轴的水平向的受力图口得：r_ft1 %c +% 1bd n _ 1223.42 123.5 3839 58.5 _ 2249 54 nrax =2249.54ni、乂 一in 44m.ur i yiab167rbx =2812.88nrbx =ft1 +ft2 一rax =1223.42 十3839 2249.54 = 2812.88nm

32、ax =10910269nmax =mbx =qmcx =rax lac = 2249.54父 48.5 =109102.69n mmmdx = rbx l bd =164553.48n mmmdx =16455348n弯矩图如上图4、求垂直向内的支承力，作垂直向的弯地图fa1 d12 fr1 底 +fa2d22 + f21bdray -,l abray =177.25n_607 父 303.26/2 -953 父162 + 2277 父 86.52/2 + 3355 m 69.5219= 177.25n mmrby =fr2 -fr1 +ray =941.5-457.43+ 177.25 =

33、306.85n mmrby =306.85nmay =m by =0;m cyi = ray 1 ac =8596.625n mmm ay = m by = 0m cy2 = rby l bc fr2 1cdm ay =21980.375n mm8596.625nmmm dy1 = ray l ad fr1 l cdm cy2 = 17950.725n mm-21980.375n mm轴在垂直间内的弯地图如上图所7k。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。m dy1 =ra =jrax +ray =2256.5n17950.725n mmra = 2256.5n计算及说明结果rb=2829

34、.57rb =jr；x + rby =2829.57n（轴向力fa1、fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并米用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承a、b上）ma =mb =0合弯矩 大小mc1 = jmcx +mcy1 = j269005.82 +70098.62 =277989.09n mm左侧 所示mc2 =jmcx +mcy2 =$269005.82 +(-120441.1)2 =294737.47n mmmd1 =jmdx +m dy1 =j469861.72 十272007.62 =542916.3n mm d 1d dxdy 1md2 =jmdx +mdy2 =<

35、469861.72 +81467.92 =476872.1n mm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0b =637mpa,。 =58.7mpa：10；mc +(«t)2 dc -3|-49.07mm产.'10v md +(«t)2 dd -31-49.36mm。此处开有一个键槽时，直径增大 4%,所以dc 之51.03mmdd 之51.33mm7、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：dd =(0.3 0.35)ac =(0.3 0.35)父 113 = 33.9 39.55mmd=65mm由文献【一】表5-1,取

36、减速器中何轴的危险而直径 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、键的选取：由义献【二】附录g可得:bxh=18x11,轴:-0.0430毂：±0.0215;深度：轴：7 （00.2），毂:4.虫00.2）; 半径：r=0.250.40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。由义献【二】表15-3取a0=112,于是得dmin = aol-p2- =112 父3970 =23.5mm。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由义献二表14-1得ka=1.3;tca=1.3 x 87330=113529nmm查标准gb/t501