传送设备的一级锥齿轮减速器(包括链传动、带传动)

贵州师范大学机械设计课程设计说明书学院：职业技术师范学院专业：机械设计制造及其自动化（职教师资方向）姓名：韦云金郑全文学号：132121010037132124010003指导教师：李荣2设计题目12输送设备一锥齿轮减速器1）系统简图减速器输送链电动机三角皮带传动2)工作条件单向运转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，每天工作16小时，使用期限10年，输送链速度允许误差为5%，输送链效率η=0.9。3）原始数据输送链拉力F（N）2.4103输送链速度v（m|s）0.8输送链链轮直径D（mm）125（4）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器转配图（3）减速器零件图计算过程及计算说明一、传动方案拟定工作条件单向运转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，每天工作16小时，使用期限10年，输送链速度允许误差为5%，输送链效率η=0.9。二、电动机的选择31、电动机类型的选择按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：ηaη1•η2•η3•η4•η5式中：η1、η2、η3、η4、η5分别是带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和输送链的传动效率。取η1=0.95，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.9，则ηa=0.95×0.984×0.97×0.99×0.9=0.76（2）电机所需的功率：pw=FV/1000η=2400*0.8/(1000*0.9)=2.13kwPd=awp=2.803、确定电动机转速计算链轮工作转速：min/29.1221258.0100060100060rDvn3确定电动机型号根据JB/T8680.1-2-1998，查得所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y１３２Ｓ-6。其主要参数：额定功率３KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比ia=nm/n=960/122.29=7.852、分配各级传动比（1）据指导书，为使V带传动外廓尺寸不致过大，取ij=3。（2）id=ia/ij=2.62四、运动参数及动力参数计算441、计算各轴转速nⅠ=nm/i1=960/2.62=366.41r/minnⅡ=nⅠ/ij=366.41/3=122.14r/minnIII=122.29r/min2、计算各轴的输入功率PI=Pd×η1=2.80×0.95=2.66KWPII=PI×η2×η3=2.66×0.98×0.97=2.53KWPIII=PII×η2×η4=2.53×0.99×0.98=2.45KW3、计算各轴扭矩电动机输出轴转矩:Td=9.55×106Pd/nd=9.55×106×2.80/960=27.85N·m各轴输入转矩TI=Td×η1=27.85*0.95=26.46N·mTII=TIη2×η3=26.460.980.97=25.15N·mTIII=9550×PIII/nIII=95502.45/122.29=191.33N·m五、传动零件的设计计算V带传动的设计计算1、选择普通V带截型通过查表取工作情况系数kA=1.2计算功率Pca=KAP=1.2×3=3.6KW根据Pcan(d)由图8-11选用A型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速初选小带轮的基准直径dd1由表8-7和表8-9选dd1=100mmdmin=75mm根据式（8-15a）大带轮直径dd2=i*dd1=2.62*100=262mm经查表8-9，取dd2=280mm带速V：V=πdd1nd/60×1000=π×100×960/60×1000=5.024m/s5在5~25m/s范围内，带速合适3、确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld根据教材公式0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得：0.7(100+280)≤a0≤2(100+280)所以有：489mm≤a0≤563mm，取a0=500mm由公式Ld0=2a0+(π/2)*(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0得：Ld0=2×500+(π/2)*(100+280)+(280-100)2/4×500=1613mm根据表8-2取Ld=1640mm根据式（8-24）得：a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1640-1613）/2=514mm4、验算小带轮包角α1=1800-(dd2-dd1)×57.30/a=1800-（280-100）×57.30/514=1800-160=160012005、确定带的根数根据教材表查得：P0=0.95KW根据教材表查得：△P0=0.11KW根据教材表查得：Ka=0.95根据教材查得：Kl=0.99由教材公式得：Z=Pca/[(P0+△P0)KaKl]=3.6/[(0.95+0.11)×0.95×0.99]=3.6取Z=46、计算轴上压力由教材表查得q=0.105kg/m，由教材公式单根V带的初拉力：F0=500Pca（2.5-Ka）/ZVKa+qV2=500×(2.5-0.95)×3.6/45.0240.95+0.105×5.0242=149N6则作用在轴承的压力Fp，由教材公式得：Fp=2ZF0sinα1/2=2×4×149×sin1600/2=1174N齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材查表选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材公式：进行计算确定有关参数如下：①
传动比i齿=3取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3×20=60实际传动比i0=52/20=2.6传动比误差：i-i0/I=2.6-2.6/2.6=0%2.5%可用齿数比：u=i0=2.6②取φR=0.3③转矩T1T1=69.33N·m④载荷系数k取k=1.3⑤许用接触应力[σH][σH]=σHlimkHN/SH由教材查得：σHlimZ1=560MpaσHlimZ2=500Mpa由教材公式计算应力循环次数NN1=60njLh=60×366.14×0.8×(16×365×10)=1.03×10^97N2=N1/i=1.03×10^9/3=3.4×108由教材查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.87KHN2=0.90通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1KHN1/SH=560×0.87/1.0Mpa=487.2Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/SH=350×0.90/1.0Mpa=315Mpa⑥弹性影响系数ZE由教材查得ZE=189.8MPa1/2故得：=74.4mm计算平均分度圆处的圆周速度vm分锥角δ1=arctan(Z1/Z2)=18.43当量齿数Zv1=Z1/cosδ1=21.08Zv2=Z2/cosδ1=63.24平均分度圆处的圆周速度：100602cos111ndvtm3.3m/s计算载荷系数根据v=5.024m/s锥齿轮为7级精度由教材查得：动载系数KV=1.08由教材查得:使用系数KA=1由教材查得:齿间啮合系数Ka=1由教材查得：轴承系数KHβbe=1.10故载荷系数K=KAKVKHaKHβ=2.475按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径根据公式311ttkkdd100.64mm模数：m=d1/Z1=100.64/20=5.03mm8取标准模数：m=53、校核齿根弯曲疲劳强度根据教材式10-23：(10.5)tFaSaFFRKFYYbm确定有关参数和系数①分度圆直径：d1=mZ1=5×20=100mmd2=mZ2=5×52=260mm齿宽：3Rb22221ZZmR139mm故得46b取b=46②齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据教材查表得：YFa1=2.72YSa1=1.57YFa2=2.14YSa2=1.83③许用弯曲应力[σF]根据公式：[σF]=σFLim2/SF根据教材σFLim1=420MpaσFLim2=330Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFLim1/SF=420/1.25=336Mpa[σF]2=σFLim2/SF=330/1.25=264Mpa④将求得的各参数代入式111153.1420(10.5)tFaSaFaaFRKFYYMPMPbm)5.01(111RSaFatFbmYYKF30.4MPa336MPa222248.68330(10.5)tFaSaFaaFRKFYYMPMPbm)5.01(222RSaFatFbmYYKF43.8MPa264MPa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够5计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=1.57m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据教材公式，并查表取A0=115d≥115(1.83/401.67)1/3mm=19.06mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=19.06×(1+5%)mm=20.01mm∴选d=20mm92、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，两轴承安排在齿轮的右侧，齿轮左面由套筒定位，右面用挡圈固定，周向用平键连接。两轴承分别以套杯和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度I段：d1=20mm长度取L1=60mm∵h=2cc=1.5mmA型平键：键长50mmb=h=6mmII段：d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm∴d2=26mm长度取L2=30mmIII段：参照工作要求并根据d2=26mm，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30206其内径为30mm，宽度为18mm。故mmdd3053。L3=18mm。Ⅴ段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取l3=16mmⅥ段：取安装锥齿轮处的轴段Ⅵ的直径为26mm取锥齿轮的宽度为43mm，取套筒的长度为20mm，则l6=43+20+(18-16)=65mmⅣ段：取d4=28mmL4=42mm在Ⅳ轴段加一套筒对轴承进行定位。套筒的外径为d=50mmV段:d5=30mm一长度为L5=26mm用来和轴承进行过度配合，初选用30206型圆锥滚子轴承。至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。轴上零件的周向定位10锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按轴的直径d5，由表6-1查的平键截面1610bh。键槽用铣刀加工，长45mm，同样半联轴器与轴的连接选用平键12870mmmmmm，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。求轴上载荷根据轴的结构图做出计算简图。在确定轴承的支点位置时兑取33210型，查的a=23.2mm。按弯扭合成应力校核轴的强度MPaMPadTMCa60][87.121.0)(1322综上，安全。(3)轴强度校核11齿轮之间的力:对小锥齿轮受力分析:F1t=2T1/d1m=2*18.24/=2.145KN(外)F1a=F1ttan20sin18.43=0.2468KN(左)F1r=F1ttan20cos18.43=0.7406KN(下)带轮处:Fr=2zF0sin2=2*5*125.77*0.174=218.8N(下)对输入轴进行受力分析得轴1段:F1r=1.342KN(上)F1t=1.465KN(外)轴2段:F2r=0.206KN(下)F2t=2.305KN(里)轴3段位置为危险截面这里只校核危险截面3的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数=0.59首先计算截面3的抗弯截面系数WMH=13.286NmMV=4