课程设计链板式输送机用的圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器

(2013～2014学年第一学期)题目：链板式输送机用的圆锥—斜齿圆柱齿轮减速器机械工程与力学学院机械设计制造及其自动化 2、确定传动装置的总传动比和分配传动比 3、传动装置的运动和动力参数 4、V带的设计 5、减速器齿轮的设计 6、轴的设计与校核 7、滚动轴承的选择与校核 8、键的选择和校核 9、箱体及附属部件设计设计 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮2.2主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=1150N,输送带的工作速度V=1.6m/s,输送机滚2.3传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制(每班工作8小时),要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.4传动系统方案的选择vv带传动减速器×联轴器运输带XF图1带式输送机传动系统简图(此设计选用第一组数据)滚筒转速为1.1m/s滚筒直径220mm设计及计算结果电动机的选择(1)电动机类型的选择(2)电动机功率的选择根据文献[1],P187,公式13-1,电动机的总功率为：式中，P为实际工作机需要的电动机输出功率，KW;P为工作机需要的输入功率，KW;η为电动机至工作机之间的总效率。根据文献[1],P187,公式13-21,得工作机所需功率P为：总效率η=ηoη₁η₂·.∩,η₀,η,η₂.η,——分别为传动装置中每一个传动副，每对轴承、每个联轴器的效率。查《设计手册》得V带传动效率9带=0.9(滚子轴承(稀油润滑)一对的效率=0.98,很好跑合的6级精度和7级精度齿轮传动(油润滑)7轮=0.97,齿式联轴器7器=0.99,卷筒7=0.96=0.96×0.98³×0.97×0.99×0.96=0.83电动机所需功率P-作=FV/(10007)=1500×1.V(1000×0.83)=1.988kw根据手册取电机功率大小为2.2KW。(3)电动机转速的选择计算鼓轮工作转速n=60×1000//πD=60×1000×1.√220π=95.54r/min查手册各种传动的传动比(参考值),取圆柱齿轮单级减速器传动比范围3~6,取v带传动比范围2~4,则总传动比范围为6~24。故电动机转速的可选范围为：Mmsm=I×n=(6~24)×95.54=573~2292r/min。符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min(4)、确定电动机型号电动机选用Y112M-6具主要性能：额定功率2.2kw,满裁转速A满=940r/mir二、传动比的分配=n满/n被轮=94995.5=9.84(r/min)取v带传动比：则齿=/i=9.84/2.5=3.94三、传动装置的运动和动力参数计算1.各轴的转速计算n,=940r/minm=n#/i=9492.5=376(r/min)n₂=n₁/i=3763.94=95.43(/min)n₃=n₂=95.43(/min)齿=3.942.各轴的输入功率计算P=PT=1.988×0.96=1.91(kw)P=Pn轴承7齿轮=1.91×0.98×0.97=1.82(kw)B=R₂N轴承7轴器=1.988×0.97×0.99=1.75(kw)3.各轴的输入转矩计T作=9550作/n满=9550×1.91/940=19.4(Nm)T=TT=19.4×0.96×2.5=46.56(N·m)T₂=TiT=46.56×3.94×0.98×0.97=1744(N·m)T₃=T₂7轴承77联轴器=1744×0.98×0.99=169.2(N·m)四、V带传动的设计注：计算参考文献[2],P156~P159,V带传动的设计步骤和方法。有关计算公式、图表、数据引自此书。1.确定计算功率P。由课本表8-7得：K=1.2P=KAP=1.2×2.2=2.64kw2.选择V带带型根据P,n₁,由图8-11,选用A型V带3.确定带轮的基准直径d,并验算带速v(1)初选小带轮的基准直径d根据V带的带型，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径d₄=112mm(2)验算带速V按公式8-13验算带速v=πd₄n/60×1000=112×940r/(60×1000=5.51m/s因为5m/s≤v≤30m/s,故带速合适。(3)计算大带轮的基准直径。根据式8-15a,计算大带轮的基准直径dd,=ida=2.5×112=280mn按表8-8该数值可以直接作为带轮的直径，不需要圆整。4.确定V带的基准长度和传动中心距(1)根据式8-20,初定中心距0.7(d+d₄,)≤a₀≤2(d₂+du,)0.7(112+280)≤a₀≤2(112+280)取a₀=550mm(2)计算相应的带长L₄Lu≈2a₀+π(d+d)/2+(a₄-d₄)}/4a₀=2×550+(112+280r/2+(280-112)²/4×550=172827mm由课本表8-2选带的基准长度L₄=1800mm(3)计算实际中心距a实际中心距a≈a₀+(L₄-L₄)/2=550+(1800-172827)/2=586mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛的扩充张紧的需要，常给出中心距的变动范围amin=a-0.015L₄→amin=586-0.015×1800=599mmamx=a+0.03L₄→amx=586+0.03×1800=640mm5.验算小带轮上的包角αa₁≈180-57.3(a₄-d₄,)/a=180-57.3(280-112)/586=163.57>90(适用)6.计算普通v带的根数计算单根V带的额定功率p,c由d=112mm、n=940r/min和A型带，根据课本表8-4a得P₀=1.15kw;由n=940r/min、i=2.5和A型带，查课本表8-46,得△P=0.109kw。根据课本表8-5得K=0.956根据课本表8-2得K,=1.01P=(P+△P)×K×K,=(1.15+0.109)×0.956×1.01=1.216kw2)计算计算V带的根数z。z=pe/p,=2.64/1.216=2.17圆整为3根3)确定带的初拉力F由课本表8-3得B型带的单位长度质量q=0.1kg/m³,(F₆)min=500×(2.5-K₄)P/KZv+qv²=500×(2.5-0.956)×2.64/0.956×3×5.51+0.1×5.51²=132N应使带的实际初拉力F>(F)7.压轴力F压轴力最小值为：F,=2zF₀sin(a₁/2)=2×3×132sin(163.57/2)=784N五、减速器齿轮的设计注：设计方法采用文献[2],P213标准斜齿圆柱齿轮传动的设计方法1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2)传动速度不高，故选用7级精度等级(GB10095-88)3)材料选择。由表10-1选择齿轮材料均为40Cr(调质),硬度为4)选小齿轮齿数为25,大齿轮齿数Z₂=iZ₁=98.5元整后去985)选取螺旋角。初选螺旋角β=14°2.按齿面接触疲劳强度计算按式10-21试算，即(1)确定公式内的各计算数值1)试选K,=1.62)由图10-30选取区域系数Z,=2.433。3)由课本图10-26查得ε=0.78,E₂=0.93则E=E+E=1.714)计算小齿轮传递的转矩查表2得T₁=95.5×10⁹P/n₁=95.5×10⁵×1.91/367=48512V·mm5)由表10-7选取齿宽系数φ,=17)由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限8)由式10-13计算应力循环次数N₁=60n,jL=60×376×1×(16×300×15)=1.624×10N₂=1.624×10°/3.94=4.12×10⁹9)由课本图10-19取接触疲劳寿命曲线K=0.94,K2=0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式10-12得[σ]=K₁m/s=0.94×600=564MpaF=784N(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d,,由计算公式得2)计算圆周速度v=md₁n/60×1000=33×376r/60×1000=0.65m/s3)计算齿宽b和模数m。b=φ₁d₁=1×34=34mmm=cosβ/=34xcos14/25=1.32m·h=2.25m=2.25×1.32=2.97mmb/h=34/2.97=11.454)计算纵向重合度εEg=0.318,z,tanβ=0.318×1×25×tan14=1.985)计算载荷系数K由课本表10-2查得使用系数K=1根据v=0.67m/s、7级精度，由课本图10-8查得动载系数Ky=1.02由课本图10-13查得Krg=1.28由课本表10-3查得Kα=K=1.1故载荷系数K=K₄K,KK=1×1.02×1.1×1.308=1.476)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得3、按齿根弯曲强度设计m,=1.28mm(1)确定公式内各计算数值1)由课本表10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限σ=500Mpa2)由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88,KrN₂=0.923)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳完全系数s=1.4[σr],=K₇₂Grg₂/s=0.92×5091.4=3286Mpa5)根据纵向重合度εg=1.586,查图10-28的螺旋角影响系数Yg=0.88计算当量齿数6)查取齿形系数由表10-5用插值法求得Y=2.56Y=2.1757)查取应力校正系数由课本表10-5查得Y=1.605,Y=1.794)计算大、小齿轮的,并加以m,,≥1.12mm—10—对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m,=1.5,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d₁=33.05mm来计算应有的齿数，于是有则z₂=i₂z₁=834、计算几何尺寸将中心距圆整为80mm。按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度b=φd₁=1×32.3=32.3mm圆整后取B,=30mm,B₁=35mm5、计算所得结果汇总如下表3备用。后期绘图发现其中心距太小，虽然在理论上可以实现，但在结构设计方面存在干涉，而且直径偏小后，对于轴上的键的设计比较困难。故更改齿轮的设计，在传动比不变的情况，将模数和小齿轮的直径司时放大，其强度肯定满足要求。放大的结果为：z₁=25,z₂=98,m=2mm,β=13.3度，a=126mmB₁=50mmB₂=45mmd₁=z₁m,/cosβ=51.4mmd₂=z₂m₁/cosβ=200.6mm(以下关于轴系的设计按照此组数据进行)六、轴的设计计算由文献[2]P362表15-1选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs,Z₁=25,z=98,m₁=2mm,β=13.3度，a=126mmB₁=50mmB₂=45mmd,=200.6mm—11—抗拉强度极限σ。=640MPa,屈服极限σs=355MPa,弯曲疲劳极限σ_=275MPa,许用弯曲应力[σ_]=60MPa。1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T2p=1.91kw,n=376r/min,T=48.512N·m2、求作用在齿轮上的力高速级小齿轮分度圆直径d₁=51.4mmF=Ftanβ=1895tan13.3°=447.96N3、初步确定轴的最小直径初步确定轴的最小直径选取的材料为45钢，调制处理，根据课本表15-3,取A₀=112,于是考虑到轴1在承受扭矩的时候还受到比较大的皮带轮的压轴力，还考虑到轴上加工键槽对轴的强度的削弱，以及为了方便后期的结构设计，所以将轴1的最小段的直径设计为30mm。(1)拟定轴上零件的装配方案，由于小齿轮直径过小，因此采用齿轮轴结构。具体结构见图3。冬3高速轴的结构和装配方案图(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度(定位轴肩h=(0.07～0.1)d,非定位轴肩(1~2)mm)。承30207尺寸为d×D×T=35mm×72mm×18.75mm轴段的设计从左往右依次为d₂₃=32mmL₂-₃=50mm6-7段为小齿轮部分具体参数见齿轮设计部分(1)做出轴的计算简图(即力学模型)如下图载荷水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩σ=[M²+(aT)²]¹/2/W=1(二)低速轴的设计计算p₂=1.82kw,n₂=95.43r/min,T,=18219N·m低速级大齿轮分度圆直径d₂=2006mmF=F,tanβ=181645tan13.3°=429.28N3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据文献[2]表15-3,取A。=112,于是得取输出轴的最小直径是与联轴器连接，查文献[1]表8-1,可取联轴器的计算转矩T。=TT,,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取K₄=1.2,则T=TT₂=1.2×182190=21863(Nom)选用GY4联轴器型凸缘联轴器，其公称转矩为224N·m。半联轴器的孔径d₁=30mm,故取d_,=30mm,半联轴器长度L=60mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=55mm.4、轴的结构设计(1)拟订轴上零件的装配方案轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×18.75mmGY4联轴器凸缘联轴器—15—卫按照上图，轴段的设计从左往右依次为：卫d₁-2=30mmL₁-2n=55mmd₂-3=32mmL₂-₃=60mmd₄-s=40mmL₄_s=44mmd₅-₆=50mmL₅_₆=10mmd₆_₇=42mmL₆-₇=16mmd₇-g=35mmL5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点位置。(1)受力简图联轴器轴承1大齿轮轴承2载荷水平面H垂直面V支反力Fyu=908.225NFwe=908.225NFw=761.8NFw₂=-82.45N弯矩Mu=58126.4N·mmMi₂=58126.4N·mmMy=4204.95N·mmMy₂=-38851.83N·mm总弯矩M₁=58278N·mmM₂=69915N·mm扭矩T=T₂=48512N·mmOg=[M₂²+(aT₂)²]¹/2/W=12.06MPa七、滚动轴承的校核根据根据条件，轴承预计寿命16×300×15=72000小时(一)校核低速轴上的轴承(1)径向力：F=[(F)²+(Fv)²]1/2=1185.42NF2=[(F₂m)²+(Fzy)²]¹派生力：F₄=F,/(2Y)轴承1被压紧轴向力：Fa=732.95N(2)计算当量载荷P₁、P₂根据课本P263表(11-9)取fp=1.5(3)轴承寿命计算.圆锥滚子轴承ε=10/3∴预期寿命足够(二)校核高速轴上的轴承(1)径向力：F=[(F)²+(Fv)²]1/2=1114.38NF₂=[(Fzn)²+(Frzv)²]/派生力：F₄=F,/(2Y)Fa₁=1114.38N/(2×1.6轴承2被压紧轴向力：Fa=348.24N(2)计算当量载荷P₁、P₂根据课本P263表(11-9)取fp=1.5P₁=fp(XF₁+YFa)=(3)轴承寿命计算.圆锥滚子轴承ε=10/3.预期寿命足够八、键的选择及强度校核由课本式(6-1)1)轴I上的键的校核键1:b×h×L=8mm×7mm×40mm2)轴Ⅱ上的键的校核键2:b×h×L=12mm×8mm×36mm键3:b×h×L=8mm×7mm×45mm确定上式中各系数由课本表6-2[op]=100～120九、箱体及附属部件设计设计：名称符号尺寸(mm)机座壁厚δ机盖壁厚机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度b₂地脚螺钉直径地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径联轴器螺栓d2的间距1轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径d8df,d1,d2至外机壁距离df,d2至凸缘边缘距离C₂轴承旁凸台半径凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机座肋厚m轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度t轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不窥视孔及视孔盖，参照文献[1]P:161表11-4通气器用通气塞，查手册表11-5,得以下数据：取M16×1.5,D=30mm启盖螺钉：型号为：螺栓GB/T5782M10×35端盖设计由于两周使用的是同一款轴承，所以设计的轴承端盖也一样由于轴承外径D=72mm螺钉直径d₃=8mm螺钉数为4,轴承盖凸缘厚度e=9.6mm螺钉孔直径d₀=d₃+1=9mm,螺钉分布圆直径D₀=D+2.5d₃=92mm轴承盖凸缘直径D₂=D₀+