用于带式运输机地展开式二级圆柱齿轮减速器

word文档精品文档分享构造设计(2)计算说明书设计题目:用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速箱设计学院专业学号设计者指导教师完成日期1word文档精品文档分享目录一、设计任务书..................................................................................................................................................3二、传动方案的分析与拟定...............................................................................................................................3...............................................................................................................................................................4四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算..................................................................................................6五、传动零件的设计计算...................................................................................................................................8六、V带设计....................................................................................................................................................19七、轴的设计计算及其强度校核........................................................................................................................21八、键的校核计算..........................................................................................................................................31九、附件的构造设计........................................................................................................................................32十、设计心得....................................................................................................................................................36参考文献...........................................................................................................................................................372word文档精品文档分享计算结果一、设计任务书器.运输带工作拉力F:8000N运输带工作速度v:1.10m/s卷筒直径D:300mm限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%.二、传动方案的分析与拟定〔1〕为满足工作机的工作要求〔如所传递的功率及转速〕，且综合考虑其在构造简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示3word文档精品文档分享对传动简图中各标号零件的说明：—电动机2---联轴器3—二级圆柱齿轮减速器—运输带5---带筒三、电动机的选择计算根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，构造形式为卧式封闭型。按照傅燕鸣主编?机械设计课程设计手册?〔后文简称13-3，4dpwnw60000vD60000300170.03〔r/min〕n70.rw/min)计算结果4word文档精品文档分享工作机所需功率为：Fv8000*1.10wkw10001000因为齿轮齿面选用硬齿面的且转速不高，所以选择7级精度齿轮，效率为η齿轮=0.98，V带效率为η带=0.95，因为有震动，应选用弹性联轴器，效率为η联轴器=0.99,滚动轴承效率为η轴承=0.99，卷筒轴滑动轴承效率为η滚筒=0.96传动装置的总效率为：42总带齿轮轴承联轴器滚筒所需电动机功率为：pwPkwd总因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表2-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kw。由?机设?表5-5可知V带传动比i=2-4。二级圆柱齿轮减速器为i2’=8-40.那么总传动比的X围为I’=16-160,故电动机转速的可选X围为d(1603～48～11204.8符合这一X围的同步转速有1500r/min,3000r/min二种。方案比照：5word文档精品文档分享电动机的转速越高，磁极对数越少，其尺寸和重量也就越小，价格越低。中选用转速高的电动机，由于电动机转速与工作机转速差异较大，会使传动比过大，致使构造尺寸和重量增加，价格反而也会有所提高，综合考虑选用1500r/min的转速的电动机，选择型号Y160M-4。电动机数据及总传动比：方电动机型额定功电机转速n/(r/min)案号同步转速满载转速率Ped/KW1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算、传动装置总传动比i总nmnw14600320.85其中，n为选定的电动机的满载转速m、分配传动装置各级传动比减速器的传动比为i，取带传动比为3i3856.95两级展开式圆柱齿轮减速器1~1〕i，2i为高速级传动比，1i为2低速级传动比。取i11.3i2取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比6word文档精品文档分享i1.3*95011那么高速级的传动比i2i12.331(二)、传动装置运动及动力参数的计算1、计算各轴转速：n?=nm=1460r/minn1=n/i=1460/3=486.67r/min1n2=n1/i12=486.67/3.01=161.68r/minn?=n?/i161.68/2.31=69.99r/min、计算各轴功率：Pd=10.6kw1=P0*η带=10.6*0.95=10.07kwP2=P1*η齿轮=10.07*0.99*0.98=9.77kw轴承η3=P2*η齿轮轴承η4=P*η联轴器=9.48*0.99*0.99=9.29kw轴承η、计算各轴转矩:T0=9550P0/n=9550×10.06/1460=69.34N.M1=9550P/n1=9550×10.07/486.67=197.61N.MT2=9550P2/n2=9550*9.77/161.68=577.09N.MT3=9550P?/n?=9550*9.48/69.99=1690.17N4=9550P4/n4=9550*9.29/69.99=1267.60N.M5、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如7word文档精品文档分享下所示各轴运动和动力参数参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1460496.67161.6869.99功率(kw)10.610.079.779.48转矩(n.m)69.34197.61577.091293.53传动比33.012.31效率0.950.970.97五、传动零件的设计计算------------减速箱内传动零件设计圆柱齿轮传动：一、选择材料，确定许用应力由?机械设计第八版?表10-1得，小齿轮采用45钢，调质处理，硬度为250HBW；大齿轮采用45钢，正火处理，硬度为200HBW；两者硬度差为50HBW。二、高速轴齿轮对计算选1轴上小齿轮齿数为25，得到2轴上大齿轮齿数为=i齿z1=3.01×5=75.25，取z2=75，压力角为=13?按齿面接触疲劳强度设计小齿轮分度圆直径：dt32TKt2d*1*〔z[HzE]H2〕确定公式中各参数：8word文档精品文档分享①取kt=1.6②小齿轮转矩为T=197.61N/m③由表5-26选齿宽系数d=1④由表5-25查得弹性影响系数Z189.8M2E⑤由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H=500MPa，lim1Hlim=310MPa2⑥力循环次数：1=njLh60=60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008N1810//(60/26)=2.336N2=7.0088×10810⑦由图10-23查取接触疲劳寿命系数：H=0.92N1kHN=0.97k2⑧取失效概率为，平安系数S=1，得需用接触应力KHN1H1Slim10.925001=460MPaK97310HN22H=300.7MPa2S1那么[H]=438.35MPa⑨由图5-12选取区域系数ZH=2.44。⑩由图5-13查得1，2=0.84，=1+2=1.62〔〕计算：①试算小齿轮分度圆直径dt32TKt2d*1*〔z[HzE]H2〕9word文档精品文档分享21.6613103.011d1t162324483501=92.39mm②圆周速度v60d1nt210006039100067=2.35m/s③计算齿宽b及模数mntb=dd=192.39=92.39mmmnt=d1tcosz1=。25=3.6mmh=2.25mnt=2.253.6=8.1mmb/h=92.39/8.1=11.41mm④计算纵向重合度z=0.318dtan=0.318125tan13=1.841⑤计算载荷系数。由5-1得=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数=1.09，K=1.321，查图5-5得HK=1.281;查5-22得FK=HK=1.1故载荷系数为FK=KKVKHK=1.01.091.11.321=1.58H⑥按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。K58d39d=331tK6t⑦计算模数mndcos39cos13m=1z25110word文档精品文档分享2)按齿根弯曲疲劳强度设计mn321cos2zd12YYFaSaF〔〕确定计算参数。①计算载荷参数。K=KKVFK=11.091.11.281=1.536F②=1.84,从图5-11查得螺旋角影响系数Y=0.88③计算当量齿数。Zv1z13cos253cos13025Zv2z23cos753cos13075④查取齿形系数。由表5-24查得：Fa1=2.57Y=2.22⑤查取应力校正系数。由表5-24查得：=1.60YFs2=1.77⑥由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1410MPaFE,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限2250MPaFE。⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，得[F]1K1SFE19410457MPa[]F2KFN2S2954250MPa64YY1sa1[]F157576001560YYFa2sa2[]F222647702316大齿轮的数值大。〔〕设计计算11word文档精品文档分享mn322KTYcosYY1FaSa2zd1F=2.312mm取弯曲疲劳强度算得的模数2.5mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=92.003mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：Zdcos003cos13=85361m3nZ=i齿z=3.0136=108.36=1084〕几何尺寸计算〔〕计算中心距。〔〕zzma=7318512n2cos为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数0和，取a=185mm。〔〕按圆整后的中心距修正螺旋角。(zz)m(365=arcosarcos1321'4.12n2185因值改变不多，故、K、ZH等不必修复。〔〕计算大小齿轮的分度圆直径。d1=zm1=92.5mmncosd2=zm2=277.5mmncos(4)计算齿轮的宽度。b=d192.592.d1圆整后取b1=90mm,b2=95mm。二、低速轴齿轮对计算12word文档精品文档分享选2轴上小齿轮齿数为z1=26，得到2轴上大齿轮齿数为z2=i齿z1=2.31×26=60.06，取z2=60,压力角为=13?按齿面接触疲劳设计:dt32TKt2d*1*〔z[HzE]H2〕(1)确定公式中各参数：①取kt=1.6②小齿轮转矩为T=577.09N/m③由表5-26选齿宽系数=1d④由表5-25查得弹性影响系数ZE189.1pa2⑤由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H=lim1，Hlim=310MPa2⑥应力循环次数：1=njLh60=60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328×108N1/8/(60/26)=1.009N2×10810⑦由图10-23查取接触疲劳寿命系数：H=0.96N1kHN=0.97k2⑧取失效概率为，平安系数，得需用接触应力KHN11HSlim1966001=576MPaK97310HN22H2=300.7MPaS1那么[H]=438.35MPa13word文档精品文档分享⑨由图5-12选取区域系数ZH=2.44。⑩由图5-13查得1，2=0.84，=1+2=1.62〔〕计算：①试算小齿轮分度圆直径dt32TKt2d*1*〔z[HzE]H2〕21.609310311d1t162324483531=122.16mm②圆周速度v60d1nt210006016161.100068=1.034m/s③计算齿宽b及模数mntb=dd=1122.16=122.16mmmnt=d1tcosz1=。1326=4.603mmh=2.25mnt=2.254.578=10.301mmb/h=122.16/10.301=11.86mm④计算纵向重合度z=0.318dtan=0.318126tan13=1.9091⑤计算载荷系数。由5-1得=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数=1.03，K=1.436，查图5-5得HK=1.375;查5-22得FK=HK=1.1故载荷系数为F14word文档精品文档分享K=KKVKHK=1.01.031.11.436=1.627H⑥按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。K627d16d=843311tK6t⑦计算模数mndcos122.84cos13m=14.603z2612)按齿根弯曲疲劳强度设计mn3KTYcos2zd12YYFaSaF〔〕确定计算参数。①计算载荷参数。K=KKVFK=11.031.11.375=1.558F②=1.909,从图5-11查得螺旋角影响系数Y=0.89③计算当量齿数。Zv1z13cos263cos13106Zv2zcos23603cos13860④查取齿形系数。由表5-24查得：Fa1=2.55Y=2.26⑤查取应力校正系数。由表5-24查得：=1.61YFs2=1.74⑥由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1460MPaFE,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限2320MPaFE。⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳平安系数S=1.4，得15word文档精品文档分享[F]1K1S1921.4460MPa286[]F2KFN2S2931.4320MPaYY1sa1[]F1556128601358YYFa2sa2[]F2267457101850大齿轮的数值大。〔〕设计计算2KTYcosYYm=2.95FaSa3n2zdF1取弯曲疲劳强度算得的模数2.95mm并就近圆整为标准值=3mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=122.84mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：Zdcos122.84cos13=89401m3nZ=i齿z=2.3140=92.4=934〕几何尺寸计算〔〕计算中心距。〔〕zzma=7520512n2cos为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数0和，取a=205mm。〔〕按圆整后的中心距修正螺旋角。(zz(403=arcos1312arcosn2205因值改变不多，故、K、ZH等不必修复。16word文档精品文档分享〔〕计算大小齿轮的分度圆直径。d1=zm1=123.31mmncosd2=zm2=286.69mmncos(4)计算齿轮的宽度。b=d1123.31123.d1圆整后取b1=120mm,b2=125mm。两组齿轮参数高速级低速级齿数z25752660中心距a(mm)185205模数m(mm)2.53齿宽b(mm)9590125120分度圆直径d(mm)92.50277.5123.31286.69三、齿轮构造设计1〕高速轴齿轮对设计小齿轮直径采用实心齿轮构造，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮构造。代号构造尺寸计算公式结果〔mm〕轮毂处直径D11ds104轮毂轴向长度LL=B-4652倒角尺寸nnm11.25腹板最大直径D00df220190板孔分布圆直147D20.5(D0D1)17word文档精品文档分享D2板孔直径d1)1DD012腹板厚度CC216由于小齿轮构造尺寸较为简单不做详细介绍。2〕低速轴齿轮构造设计小齿轮直径采用实心齿轮构造，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮构造。代号构造尺寸计算公式结果〔mm〕轮毂处直径D111.6ds214轮毂轴向长度LL=B-4679倒角尺寸nn012腹板最大直径D0D2300df220板孔分布圆直D2D)2DD012DD01179板孔直径d1d10.25(DD)0131腹板厚度CC0.3B22318word文档精品文档分享由于小齿轮构造尺寸较为简单在此也不做详细介绍。五、V带设计确定计算功率Pca由载荷变动较小，每天单班制，查表5-1，取带传开工作情况系数K=1.1，那么AcaKAd2.选择V带带型根据求得的ca=11.66kW以及n0=1460r/min，查图，选用B型V带。确定带轮的基准直径d及验算带速vd查表5-2并参考图，取小带轮的基准直径d=130mmd1验算带速vv60dn1301460d1094m/1000601000s因为5m/s<v<30m/s，故带速适宜。计算大带轮的基准直径dd219word文档精品文档分享ddid3130390mm2d1带根据表5-2注，取d。d2确定V带的中心距a和基准长度Ld根据0.7(d)2()，得371<ddadd1d20d1d2a<1060。初定中心距0a=700mm0计算所需的基准长度Ld2(dd)dd53a(d)mmd2d100d1d22a0由表5-3选带的基准长度L=2240mm。d计算实际中心距aaa0Ld2Ld074mmamina015L670.dmmamaxa0.03Ld94mm因此中心距的变化X围为670.14~770.94mm。验算小带轮的包角157.3180(dd)1ad2d102因为小带轮包角大于90°，故适宜。计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由表，P=2.40kW，查表5-5，0P=0.17kW0查表5-6得K，查表5-3得K，于是LP(00)=〔2.40+0.17〕×0.94×1.00=2.416kWrPPKKL计算V带的根数z20word文档精品文档分享zPcaPr662.41683取5根。计算单根V带初拉力的最小值(F0)min由表5-7查得B型V带的单位长度质量，所以(5K)P2(F=qvN0)500ca46Kzvmin应使带的实际初拉力0(F)。0min计算压轴力Fp压轴力的最小值为1()min2z(F)sinFp=2×5×212.46×sin79.01=2085.64N0min2六、轴的设计计算及其强度校核6.1轴的选材及其许用应力确实定因传递的功率不大，并对质量及构造尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，调质处理。查表16-1得：轴材料的硬度为217~255HBW640BMPa，屈服强度极限s，弯曲疲劳极限11[1]60MPa。6.2轴的最小值估算1〕高速轴最小直径高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小。查表16-20126，那么高速轴最小直径为p10.0713dA12634.59mm31min0n486.671考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大5%~7%，那么1mind1min(17%)34.59(17%)37.0113mm21word文档精品文档分享查表1-19取标准尺寸d1min〔2〕中间轴最小直径查表16-2，取0123，那么中间轴最小直径为p9.7723dA12348.267mm32min0n161.682同理，轴径增大15%d2mind2min(115%)59.409mm查表1-19取标准尺寸d2min〔2〕低速轴最小直径查表16-2，取0121，那么低速轴最小直径为P9.4833dA12162.1407mm33min0n69.993同理，轴径增大15%d3mind3min(115%)71.461mm查表1-19取标准尺寸d3min6.3减速器装配工作底图的设计根据轴上零件的构造、定位、装配关系、轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，参考表15-1、图15-3及图16-3，装配工作底图20-7，其中箱座壁厚查表15-10.025a38取10箱盖壁厚13818由2取2=12mm11.2取110mm故箱体内宽WB222320259mm6.4高速轴的构造设计及强度校验1d2，d3d655mm，d4d5d797.5mm，l1l70mm2ll46mm36l10mm5l95mm7l139mm4地脚螺钉d120.0362051219.38mm取M20f1f0.752021mm轴承旁连接螺钉22word文档精品文档分享取M161C2d2(0.5~0.6)df(0.5~0.6)2021~12mm取M12轴承端盖螺钉直径d3(0.4~0.5)df(0.4~0.5)248~10mm取M10由表4-13螺栓GB/T5782-2000M1030由表8-1查得轴承端盖凸缘厚度e1.2d1.21012mm轴承座宽度3lCCmm取2125~865~68l2取端盖与轴承座间的调整垫片厚度t2mmK1总长1l1l2l3l4l5l6l71007046109513946506mm强度校核2197.61F4272.43Nt1d0.09251tanFF1598.23Nr1t1cosF1F1tanat两支点支反力F89t1R1199.52N22889R1BH由M(F)(22889)R0APr1R1(方向相反)BVRFFRPr12336.942085.641598.23AV123word文档精品文档分享R1AV22R1R1R13068.52NAAHAV22R1R1R13860.58NBBHBVC处的弯矩1M1R1l11mCHAHACM1R1l1167.77NmCVAVAC22M1M1M1281.67NmCCHCVA处的弯矩1M1Fl280.52NmAPADA截面小为危险截面取0.6当量弯矩22eAM1M()304.55NmcaMWe18.305MPa[]60MPa1平安24word文档精品文档分享选用轴承7311ACC0L24000hhF1R1rAF2R2rAfP1.2F10.68F12086.59NdrF20.68F22625.19Ndre0.6992被压紧1被放松F1FF1aaedF2F12086.59NadFa1Fr10.68eX=1Y=0Fa2Fr20.80eX=0.41Y=0.871fd(XFr1YFa1)2fd(XFr2YFa2)610C2L()76690.74h24000hh60nP6.5中间轴的构造设计及强度校验ll60mm14l10mm5l88mm3l125mm225word文档精品文档分享lA2C2lC2D2l82mmB2D2tanFFr2t2cos2Ft2d2FFtan1013.99Na2t2tanFF3500.68Nr3t3cos3F9359.99Nt3d3F3F3tanatRA2HRB2HM(F)FlRlFl0Ar2A2D2B2VA2B2r3a2c2R2BVRFFRB2Vr3r2R2AV22RRRA2A2HA2V22RRRB2B2HB2VC处的弯矩226word文档精品文档分享MRlmC2HA2HA2C2MRlmC2V222M2M2M2817.95NmCCHCVMRl526.30NmD2HB2HB2D2MRlmD2VB2VB2D222MMMmD2D2HDMMD2C2C处为齿轮轴，D2处为危险截面20.622M2M(T)630.1NmeDcaMe2W14.93MPa[]60MPa1平安选用轴承7414ACCrF1R2rA27word文档精品文档分享F2R2rB取f1.2PF10.68F1drF22dre0.6992被压紧，1被放松F2FF1aaedF1F1adFa1Fr10.68eX=1Y=0Fa2Fr20.968eX=0.41Y=0.87Pf(XFYF)1dr1a1Pf(XFYF)9645.90N2dr2a23610C25L()2.2433310h24000hh60nP轴承符合要求6.6低速轴的构造设计及强度校验l140mm1l10mm5ll55mm37l69mm2l116mm4l118mm6d75mm1dd90mm37d85mm2d95mm4d100mm5d95mm6选用轴承7318AC联轴器的选择由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，应选用弹性套柱销联轴器。查表7-928word文档精品文档分享K1.5ATm3Tm4TKTmcaA3查表7-6选用LT10型，公称转矩T2000Nm故nTT。采用Y型轴孔，A型键，轴can孔直径d=75mm轴孔长度L=142mm，取弹性套柱销的装配距离K2选用毡圈85/ZQ4606—1997.4F9023.89Nt4d4tanFF3500.68Nr4t4cosF4F4tanatlA4D4lA4C4lB4C4R32654.94NAHR36368.95NBHR3992.96NBVR32382.02NAV22RRRA3A3H22RRRB3B3H29word文档精品文档分享C处的弯矩3水平M3R3l33582.76NmcHAHAC垂直M3R3l33mcVAVAC22M3M3M3662.18NmCCHCVC是危险截面3取0.622M3M3(T)1020.22NmeccaMW11.90MPa[]60MPa1轴平安选用7318AC30word文档精品文档分享C135kNrL24000hhFRr1A2FRr2B2fP1.2F0.68F1927.49Nd1r1F0.68F4623.88Nd2r2e0.699FFF4623.882133.516757.39Na1aed2F4623.88Na2Fa1Fr12.38eX=0.41Y=0.87Fa2Fr20.68eX=1Y=0Pf(XFYF)1dr1a1Pf(XFYF)2dr2a23610C25L()9.7110h24000hh60nP齿轮符合要求八、键的校核计算〔〕高速轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d40mm，l100mm考虑到键在轴中部安装，查表4-271280GB/T10962003b12mmh8mmL80mm45钢查表4-28[p]100~120Mpa，取[p]。工作长度lLb68mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h4校核键连接的强度31036.32[]ppKld故键的强度足够，选择键1280GB/T10962003适宜〔〕中间轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d75mm，l88mm31word文档精品文档分享考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键2080GB/T10962003，b20mm，h12mmL80mm45钢查表4-28[]100~120pMpa，取[p]。工作长度lLb60mmK0.5h6校核键连接的强度31042.74[]ppKld故键的强度足够，选择键2080GB/T10962003适宜(3)低速轴上的键选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端d75mm，l140mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键20215GB/2003，b20mm，h12mmLmm45钢查表4-28[p]100~120Mpa，80取[p]。工作长度lLb60mmK0.5h6校核键连接的强度31054.75[]ppKld故键的强度足够，选择键2021/T10962003适宜九、附件的构造设计、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧