带式运输机传动装置二级圆柱齿轮减速器设计

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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 11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 62按齿根弯曲强度设计第四章 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

2、与标注 21计算及说明结果设计任务书第一章1 设计任务 、 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 1 动。2、原始数据F=2500N 输送带的有效拉力smv=1.3 输送带的工作速度d=300mm输送带的滚桶直径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、带式输送机传动系统方案如下图所示皮带轮4 联轴器21电动电动机的选电动机容量选根据已知条件由计算得知工作机所需有效功2k250pk2100100设一对流滚动轴承效率 =0.99轴 计 算 及 说 明结 果=0.9

3、9 为齿式联轴器的效率。 0101=0.97为 8 级齿轮传动的效率。 齿齿=0.96输送机滚筒效率。 筒筒估算传动系统的总效率：2224240.86 86 0.9796 099. 0.99 0 . . 001筒齿轴 p3.25 工作机所需的电动机攻率为： kw82p 3.w 860.rp 3.82kw rp p,Y 系列三相异步电动机技术数据中应满足：因此综合应选电 。 rmp 4kw 动机额定功率m2、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 1.3n 82.8rmin min8r n 82.ww 143D.300 方案比较方案号 型号 额定功率 同步转速 满载

4、转速 总传动比I Y4 11.0KW 1500 1460 24.31160M n Y6 11.0KW 1000 970 16.01160L ,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15.9型三相异步适合于二级减速传动,故选方案II较为合理160 970r/min 11.0k,轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为 H=160mD=42mE=110mm 传动比的分 带式输送机传动系统的总传动比14413.1813136713771211传动系统各传动比为623 计 算 及 说 明结 果1.66,i 1,i 4.75,i 3i 4231201 3 传动系统的运动和动力学参数

5、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n 1440rminp 3.82kw00p3.820 9550 25T 9550.33N m 0n144001 轴减速器中间轴n0 min 1440r n 3.82 0.p99 3.7818kwp10110i01 25.33 1 0.99 25.T Ti0767N m 0110012轴减速器中间轴n14401 minrn 303 3.7818 0.9603 3p p.63kw21212i4.7512 25.0767 4.75 0.9603 0.97 TTi 114.36N m 1212123轴减速器低速轴n3087mi62696048

6、5k21136960402287i 轴工作485980416k34 计 算 及 说 明结果m 394NTi . 402 1 09801T 343434电动机 减速器 工作机 轴号 4 轴轴 1 轴 32 轴 0 轴各参数如左图 82.79 转速 303 1440 82.79 1440所示 3.4165 3.63 3.7818 3.4859 功率3.82394 114.39 402 25.0767 转矩 25.33联轴器齿轮联接、传动件齿轮联轴器1 4.75 传动比 1 3.660.98010.9603传动效率 0.990.9603n rmin； PkW；T（单位：一一Nm）第三章 高速级齿轮设

7、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=17,大齿轮齿数：Z=iZ=4.75X17=79.75112取Z=80o 20 =14选取螺旋角。初螺旋角为B 5） 1按齿面强度设计即确定公式内的各计算数试=1.6由文献【一】 10-3=2.433872 由文献【一】 10-3得 59计算小齿轮传递的转191=95./3.7818/1440=2.1N=2.N1计

8、 算 及 说 明结 果1 文献【一】表10-7 得： (5)di 10-6得：材料弹性影响系数(6)文献【一】表MPa189.6Z 2E限极劳强度齿轮的接触疲 (7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小。 ；大齿轮的疲劳强度极限MPa 600MPa5502Hlim1Hlim(8)设每年工作时间按300 天计算910 .7965 10) 2970 1 (2 8 300 N 60njL 60 H11910 .796529 1061N0.564.2(9)由文献【一】图10-19 查得接触疲劳寿命系数K 0.91;K 0.95 2HNHN 1(10)疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数为S=1

9、。K 1HN1Hlim MPa 540MPa 0.9 600 1H S K 22HNH limMPa550MPa 465. 02 0.95 2HS 1HH2 MPa51 502.H 2 计算 2)(1 小齿轮分度圆直138m181743m8325359738144(2 计算圆周的速度10066100(3 计算齿及模n38m38mco04m1co38nm04n1 计 算 及 说 明结 果b/h=35.83/4.6=7.789=2.045mm H=2.25mnt (4)计算重合度035114. 1 17 0.318 Ztantan 0.3181d(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，

10、由文献【一】图10-8查得动载系数K=1.10；v由查得： K=1.41;K=1.3；K=K=1.4FHFaHae3 K 2.17mm 172.1 1.4 1.41 KK KKK 1 1 HAVHa(6)按实际的载荷系数校正所算得的k2.17mm 39.66d dmm 35.83 d 39.66mm3361kg1t计算模数 M n0 cosd14cos66 39.1mm.26 mm 2mnZ171m 2.26mmn2 cosY2kTYY 1SaFa m 2 按齿根弯曲强度设计： 3n2Z Fd11)确定计算参数(1)计算载荷系数K KKKK 1 1.10 1.4 1.3 2.002 FAHaV

11、K 2.002mm890.Y 查得从图(2)根据纵向重合度1.35,10-2116(3计算当量齿数1coco816m851coco9210-查得 (4 查取齿形系数，由FF85m75 得查取应力校正系数，由(510-sS=500MPa(610-20 得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1 计 算 及 说 明结 果大齿轮的弯曲疲劳强度极限.380MPa 2FE=0.88 K=0.85,K 由图 10-18查得弯曲疲劳强寿命系数(7) FN2FN1 计算弯曲疲劳许用应力 (8)1.4取弯曲疲劳安全系数s =K50085 0. 1FN1FE MPa57 303. MPa 1F 4.s1 K380 0.88

12、22FEFN MPa86 MPa 238.2F4.s1(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。yY52 1.2.971SaFa1014870.57.303 1FyY771.2.22 22SaFa016450.大齿轮的数值大86.238 2F2 )设计计算m 1.44mm04214 0.89 cos0022 2. 2.5 10nmm44 1. m 0.01645mm 3n2595 1.171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n 曲疲劳强度计算的法面模数，取M=2.0mm, 已可满足弯曲强度。但为n 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d=39.66

13、mm来计算应有的齿数。于是由co1co66l 82199171几何尺寸计9111 计算中心co1com11将中心距圆整113mm按圆整后中心距修正螺旋2 m)Z Z(2 91)(1901n2 23 13 arccos. arccos 0 23. 13 185 2a2，等不必修正，K因，值改变不多Z故参数Haid 39mmi计算大、小齿轮的分度圆直径3 )mZZm2 29119 d 187 mm n2n12mm187 d 39mmd2100 coscos23cos13.23.cos135 70mmi 4 )计算齿轮宽度d 1 39mmb 39mm mm 65B 1d2 B 40mm; B 45m

14、m 圆整后取125)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 Z=17,大齿轮齿数：Z=iZ=3.66 X 17=62121WZ=62。2。0=145)选取螺旋角。初螺旋角 按齿面强度设即 确定公式内的各计算数试=1.6由文献【一】 10-3=2.433872得由文献【一】 10-361 (4)计算小齿轮传递的转矩 t 1545N

15、mX/n=95.5 X 1010X 3.7818/1440=25.0767 XP105 T95.4Nm 1025.0767 222文献【一】表 10-7 得： 1 (5)d1得：材料弹性影响系数(6)文献【一】表10-6MPa189.6Z 2 e限极劳强度轮的接触疲图 10-21d 按齿面硬度查得小齿(7)由。 ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa 600MPa5502Hlim1limH(8)设每年工作时间按300 天计算9 1061 ) 0.(1 2 8 300 10 N60njL 60 212.72 H12910 .61091017N . 0513.2(9)由文献【一】图10-19 查得接触疲

16、劳寿命系数K 0.95;K 0.96 2HN1HN(10)疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。K HN11Hlim 0.95 600MPa 570MPa 1H S K HN2Hlim2 0.96 550MPa 528MPa 2HS HHi2MPa549 h2 计(1 小齿轮分度圆直161m184311316m615466193061(2 计算圆周的速度91006100661m61m 及模计算齿(3n0cosd14cos.19 60t1 mm435 3.m ntm 3.435mm17Znt1H=2.25mmb/h=60.19/7.7=7.8=2.045mm H=2.25m nt

17、计算重合度 (4) 035. 11 17 318 tanZtan14 0.318 0 . 1d(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K=0.7；v由查得： K=1.422;K = 1.33；K=K=1.4F6aHaeN8.2K K KKKK 1 0.7 1.4 1.42 2.18 HAHav(6)按实际的载荷系数校正所算得的d 66.73mm118.k2mmmm 66.73d d. 6019 3361匕皿计算模数 Mn。cosd14 cos66.73mm.8mm 3m nm 3.8mm 17Zn1 2 cosY 2kTYY 2SaFa m 2 按齿根

18、弯曲强度设计：3n2Z Fd11)确定计算参数(1)计算载荷系数K 2.0020024 1.33 2.7KK KKK 1 0. 1. FAVHa8查得螺旋角影响系(2根据纵向重合1.35从 10-211661 计算当量齿数(31coco668681coco10-5 查得：(4)查取齿形系数，由表258 2. 2.89;YY21FaFa10-6 得：(5)查取应力校正系数，由表74.558;Y 1Y 121saSa=500MPa(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1大齿轮的弯曲疲劳强度极限 .MPa 3802FE=0.88 =0.85,K由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数 K

19、fn2fn1 (8)计算弯曲疲劳许 用应力1.4取弯曲疲劳安全系数S =K50085 0. 1FEFN1 MPa57 303. MPa1F 4.s1 K380.88 0 22FEFN MPaMPa 238. 862F4s1.(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。yY5321.882 .21Sa1Fa01464 0.57303. 1FyY72021.260 22SaFa01644.0大齿轮的数值大86.2382F2 )设计计算02314 10cos 0.8722.002114.39mm36401644mm 2.0m .3n2615 1. 117m 2.364mmn大于由齿根弯对比计算结果，由

20、齿面接触疲劳强度计算的法面模数 M 已可满足弯曲强度。但为曲疲劳强度计算的法面模数， =3mm=86.26m来计算应有的齿数。于是 co1co61417611117 4 .几何尺寸计算a 139mmm)(Z Z3 (19 71)计算中心距 1 )139a 0 cos214cos2将中心距圆整为 139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角 0 7813.(Z Z)m(19 71) 30n12 78arccos.arccos 132a2 139， ,K, 值改变不多Z 故参数等不必修正因 Ha13 )计算大、小齿轮的分度圆直径d 58.76mm1mZZm319 371 n12nmmd .59 219

21、58.76 dmm2100 coscos78cos13.7813.co 219.59mm2 4 )计算齿轮宽度mm 58.76mm 5876.1b d1dB 65mm1 圆整后取： mm60mm;B 65 BB 60mm 212 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】 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0000 螺旋角14.2514.2513.413.4m3 2.5 3 2.5 法面模数 nm3.09 2.57 3.09端面模数2.57 t00002020法面压力角2

22、020n000020.520.5 20.620.6端面压力角tp 9.42 9.42 法面齿距7.85 7.85np 9.72 8.70 8.70端面齿距9.72 t*h 1 1 11 法面齿顶高系数an*c 0.25 法面顶隙系数0.25 0.25 0.25 np 8.85 7.38 7.38 8.85法面基圆齿距bnh 3 2.5 齿顶高 2.5 3 ah 3.75 3.125 3.75 3.125 齿根高 4.713.925法面齿3.9254.71308.82308.2671.8292.52齿顶圆直295.8279.52齿根圆直297.0160.57302.8286.5266.82303

23、.26分度圆直283.4680.99基圆直 62.59284.06各轴设计方案第五章轴的设计1轴的布置如下图：计 算 及 说 明结 果 中间轴的设计及轴承的选取 11、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A=112, 0P3.4819d 38.3mm2minmm.3 112 d A 38。输出轴的最小于是得330min7982.n2，直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2，可选标准轴球轴承的安装直径为 38.3mm 根据轴最小直径由文献【二】表40mm40mm,即轴的直径为，那么宽 B=15mm.=49.75mm5-2 得

24、d 2；考虑齿考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸 S=10mm；为保证轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。1172mmABBmmb 172 C K) S b 1 2( 2ihABii1 48.5mm acB C K b2 1 48.5mm2iAChmm.51 1231 1 123.5lmmBCACBCAB 1 B2 C K b2 58.5mmiBD11 58.5mm BD 2、受力分析(如下页图 示)T200039.2000114F 1223.42N2N1223.42 F N1t1t187d21 oF 457.43Ntan20t

25、an 1rnN43 FF 1223.42 457.1t1。cos23.cos13F 287.6N1224281ta2ta200311203833897 52ta2ta53138953187co194ta3839471ta2中间轴的受力和弯矩图如下xyFt2Fa2RyBxFRBCDAFr1Ft1RRXByF11 a1AcBC 中间轴受力图Fa2FFt1Fr2 BQDBCDAAfRRRRByBxAxFa1水平方向受力垂直方向受力MMBCDBCDAAF方直弯距图垂直方直弯距图MD1Mdci MczBCDBCDAAE巨图合弯足巨图计 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

26、的受力图可得：F l F 11223.42 123.5 3839 58.5R 2249.54N BD2BCt1tN 2249.R 54N AXAX 1167ABR 2812.88N bxR F F R 1223.42 3839 2249.54 2812.88NAXBX2tt1M 109102.69NAxmmN .54 48.5 109102.69 M M 0;M R 12249accxbxaxaxM 164553.48NmmN M Rl164553.48 dxbxdxbd 弯矩图如上图 4、求垂直面内的支承力， 作垂直面的弯矩图ddF F l F F W22BDa12BC2r1ra R Ayl

27、ABR 177.25Nay5. 3355 69226/ 953 162 2277 86.52/2607 303. 219mm25N 177.mm43 177.25 306.85N .RFR F 941.5 457R 306.85NAyi2By1iBYmm MM 0;MR l 625N8596.M M 0 ACAY1 CYAyByBYAY M R l F l M CDrBYBCCY 22AYNmm6258596.mm 375N 21980cACDAm72m2198371795 轴在垂直面内的弯矩图如上图、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图d225m179572AA225计算及说明结果R=282

28、9.57B22 N57 2829.R R Rbbxby(轴向力FF用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙a2a1、端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承 A、B上)M M 0BA合弯矩 2222M M M 269005.8 70098.6 277989.09N mmcxcY 大小左侧 2222M M M 269005.8 ( 120441.1) 294737.47N mm2CYC2cx 所示2222M M M 469861.7 272007.6 542916.3N mm1DYD1Dx2222M M M 469861.7 81467.9 476872.1N mm2DYD2Dx弯矩图如上图所

29、示6、轴的初步计算58.7637 MPa,MPa 45号钢调质处理经查资料轴的材料为1b22 T)M (10c d 49.07mm3 c 22 )(T10M Dd 49.36mm3D 此处开有一个键槽时，直径增4，所50m53m、轴的结构设 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D=65mm 3311335m 由文献【二】5-，取减速器中间轴的危险面直d =65mm.轴的最小直径就不当了，应定为 60mm 为轴承处直径大）、键的选取由文【二附可得h=111:-0.04 毂 0.0215;深度：轴 0. 毂 4.4（0.2）; 半径 r=0.20.40计 算 及 说 明结 果 3 高速轴的

30、设计及联轴器的选取、初选轴的最小直径与计算各段轴长。 1选取轴的材料为 45 钢，调质处理。15-3 由文献【二】表，于是得取A=1120d 23.5mm minp8.872。 mm.5d A 112 23330minn9702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：T=KT lAca 由文献【二】表 14-1 得 K=1.3; AT=1.3X87330=113529Nmmca查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，d=251 半联轴器长二25;半联轴器的孔径d其公称转矩为125000Nmm1d = 30mm度L=62mm ； 毂孔

31、长度 L=44mm 。 21 得： 5-2d=25 时， 由文献 【二】 表 11.6=29.9mmX = d+3.1c=25+3.1d12d =35mm3、选角接触球轴承 3d 可选 7006C:=40mm 由文献【二】附表E-34dB=14mm=46mm=35mm, D=62mm, d 53=40mm +3.14、d=d x 1.6=39.96;d 取 424 5、键的选取）联轴器处键的选012 可 03深： 12m 半 3m2 齿轮处键的选021114可04深半24m6、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、初选轴的最小直径与

32、计算各段轴长。 1选取轴的材料为 45 钢，调质处理。=112，于是得由文献【二】表15-3取 A 0p8.18d 57.4mm 2min 。mm4557. d A 112 330min60.n602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：T=KT 3Aca 由文献【二】表 14-1 得 K=1.3; AT=1.3X128900=1675700Nmmca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d=60;半联轴器长i度L=142mm；毂孔长度L=107mm。1由文献【二】表5-2得：d=60mm时，d=60mm 11d2=67mm =67mmd= d+3.5c=60+3.5X 221 3、选角接触球轴承7014C:可选由文献【二】附表E-3dB=20mm=70mm d=70mm, D=110mm, 33d=74mm 、 d=84mm4 44 5、键的选取）齿轮处键的选取1:0228 可 105 深：m 半 7m2联轴器处键的选J110216 可 04 深半 24m9m（标注如附录二、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定 5各轴图示与标注高速级轴承中间轴承低速级轴承mm:上图为二级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：【注：1.