输送带传动机构(二级圆柱齿轮减速器)说明书

山东科技大学设计（论文）用纸-1-1机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一．总体布置简图二．工作情况：单向运转，有轻微振动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度允许误差为±5%。三．原始数据输送带拉力F/N：1800输送带速度V（m/s）：1.1滚筒的直径D（mm）：350四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.直齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五．设计任务1．减速器总装配图一张2．齿轮、轴零件图各一张3．设计说明书一份六．设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算山东科技大学设计（论文）用纸-2-2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸小。3电动机的选择1．电动机类型和结构的选择按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2．电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw＝2.02kW其中，平带传动的效率0.982）电动机的输出功率Po＝Pw/η由[1]P134表10-1查得联轴器效率η＝0.99，一对齿轮传动效率η＝0.97，一对滚动轴承效率η＝0.99，因此η＝0.9Po＝2.24kW3．电动机转速的选择Pm=(1～1.3)Po=2.24——2.912kWNw=60Vw/Πd=60.05r/min根据[1]P13表3-2确定单级圆柱齿轮传动比i=3～5则总传动比的范围i=9～25电动机的转速范围应为n=540.45～1501.25r/min初选为同步转速为1000r/min的电动机4．电动机型号的确定综合考虑电动机和传动装置的情况后，根据[1]P223表10-110确定电结果：Pw＝2.02kWPm=3kWY132S-6山东科技大学设计（论文）用纸-3-动机的型号为Y132S-6。额定功率为3kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1．计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nw=960/60.57=15.992．合理分配各级传动比I1=4.559I2=3.507各轴转速、输入功率、输入转矩参数轴名电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速（r/min）960960210.5760.0460.04功率（kW）32.972.852.742.69转矩（N/m）29.8429.55129.26435.83427.87传动比i14.5593.5071效率0.990.960.960.98nm960r/min结果：I=15.99I1=4.559I2=3.507山东科技大学设计（论文）用纸-4-4传动件设计计算1．选定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数热处理方式、确定许用应力。1）直齿圆柱齿轮传动2）材料及热处理；选择小齿轮材料为45（正火），硬度为210HBS，大齿轮材料为45（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为10HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝85的；2．按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按[2]P130式（7—37）试算，即321112HHEdZZZuuKTd1）确定公式内的各计算数值（2）由图7-31选取区域系数ZH＝2.5（3）由表7-13选取尺宽系数ψd＝0.7（5）由表7-11查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（4）计算重合度εαεα=1.88—3.2（1/z1+1/z2）=1.72387.034aZ4（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得结果：[σH]1＝600MPa[σH]2＝550MPa山东科技大学设计（论文）用纸-5-[σH]1＝600MPa[σH]2＝550MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径do≥79.637=80mm（2）计算圆周速度V=0.88m/s（3）计算齿宽b及模数mb=φddo=0.7×80mm=56mm经圆整b=55mmm=3.32经圆整m=3.5h=2.25m=2.25×3mm=6.75mm（5）计算载荷系数K已知载荷有轻微振动，所以取KA=1.25[2]P129表7-10根据v=0.88m/s,8级精度，由[2]P128图7-28查得动载系数KV=1.2；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故Kβ=1.19由[2]图7-30查得Kβ=1.19由[2]图7-29查得Kα=1.25。故载荷系数K=KAKVKαKβ=1.25×1.2×1.25×1.19=2.23（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=84mm3．按齿根弯曲强度设计[2]P131式7-39FFSmFYYbdKT112σF1=108.85≤210σF2=103≤210满足强度要求4．几何尺寸计算1）计算中心距z1=24，z2=85a=190.75mmB1=60mm，B2=55mm同理可得，高速齿轮的几何尺寸z1=24，z2=110m=2V=0.88m/s合适b=55mmm=3.5h=6.75mm结果：σF1=108.85≤210σF2=103≤210满足强度要求z1=24，z2=85a=190.75mmB1=60mm，B2=55mm高速齿轮的几何尺寸z1=24，z2=110山东科技大学设计（论文）用纸-6-a=134mmB1=40mm，B2=35mm5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。5轴的设计计算II轴：1．初步确定轴的最小直径d≥26.2mm2．求作用在齿轮上的受力Ft1=1174.9NFr1=427.6NFt2=3077NFr2=1120N3．轴的结构设计1）径向尺寸d1、d7处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d1=d7=30mm，选定轴承型号为6306[1]P167表10-35。d3、d5处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（[2]P280表14-6）取d3=33.5mm,d5=40mm。d4处为轴环，起定位作用，取d4=46mm。d2、m=2a=134mmB1=40mm，B2=35mm结果：Ft1=1174.9NFr1=427.6NFt2=3077NFr2=1120Nd1=d7=30mmd3=35.5mmd5=40mmd4=46mm山东科技大学设计（论文）用纸-7-d6处安装套筒，以固定齿轮和轴承。2）轴向尺寸与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度。大、小齿轮的轮毂宽度均为B=（1.2～1.5）×30，取B=40mm，取轴段为L3=48,L5=43mm。与轴承相配合的轴段L1、L7，轴承宽度为19mm，取挡油板为5mm，则L1=L7=19mm。其他轴段长度与轴间配合有关，取L2=30mm，L6=10mm4．求轴上的载荷FH=503NFV=2244N5.求弯矩大齿轮所在截面所受的水平弯矩等于：MH=112.5x503=56587.5N*mm大齿轮所在截面所受的垂直弯矩等于：MV=112.5x2244=252450N*mm合成弯矩：22VHMMM=258714N*mm[2]P283因为单相运转，转矩为脉动循环，α=0.6。α*T=0.6x129243=77545.8N*mm当量弯矩：22'TMM=270085.7N*mm由[2]P280式14-4可知da=31.42mmdm=36.62mm考虑键槽da=105%x31.42=32.9933.5mmdm=105%x36.62=38.45140mm强度满足轴承的校核：P1=2087.7N，P2=2251.98N因为P1P2，取较大值P2。查[2]P252表13-15fp=1.1表13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x2251.8/1=2477根据P252式13-2计算C=14101.2N20800N，满足强度要求I轴：L3=48mm,L5=43mmL1=L7=19mmL2=30mm，L6=10mmFH=503NFV=2244N结果：MH=56587.5N*mmMV=252450N*mmM=258714N*mmM’=270085.7N*mmda=105%x31.42=32.9933.5mmdm=105%x36.62=38.45140mm强强度满足C=14101.2N20800N满足强度要求山东科技大学设计（论文）用纸-8-1．初步确定轴的最小直径d≥16.03mm2．求作用在齿轮上的受力Ft1=1230,9NFr1=448N3．轴的结构设计1）径向尺寸从轴段d1=18mm开始d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07～0.1）d的范围内按经验选取，故d2=20.52～21.6,该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=20mm[2]P191表10-50，d3处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d3=d7=25mm，选定轴承型号为6005[1]P167表10-35。d4处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（[2]P280表14-6）取d4=28mm。d5起固定作用，由h=（0.07～0.1）d=1.96～2.8mm，取h=2mm，d5=35mm。d7与轴承配合，取d7=d3=25mm。d6为轴承轴肩，取d6=30mm2）轴向尺寸与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度B=(1.2～1.5)=33.6～42mm,取B=40mm，取轴段L4=38mm.联轴器HL1的Y型轴孔B=30mm,取轴段长L1=28mm。与轴承相配合的轴段L7，查轴承宽度为15mm，取挡油板为8mm，于是L7=15mm,L3=113mm轴承端面与箱体内壁的距离Δ1与轴承润滑有关，取Δ1=5mm。齿轮端面与箱体壁的距离Δ2=10～15mm。分箱面宽与螺栓装拆空间有关，轴承盖螺钉至联轴器距离Δ3=10～15mm。综合考虑取L2=55mm。4．求轴上的载荷FH=116.7NFV=320.6Nd≥16.03mmFt1=1230.9NFr1=448N结果：d1=18mmd2=20mmd3=d7=25mmd4=28mmd5=35mmd6=30mmL4=38mmL1=28mmL2=55mmL7=15mmL3113mm山东科技大学设计（论文）用纸-9-5.求弯矩小齿轮截面所受的水平弯矩等于：MH=123.5x116.7=14412.5N*mm小齿轮截面所受的垂直弯矩等于：MV=123.5x320.6=39594.1N*mm合成弯矩：22VHMMM=42135.9N*mm因为单相运转，转矩为脉动循环，α=0.6。α*T=0.6X29542=17725.2N*mm当量弯矩：22'TMM=45712N*mm由[2]P280式14-4可知da=14.77mmdm=20.26mm考虑键槽da=105%x14.77=15.518mmdm=105%x20.5=21.2728mm强度满足轴承的校核：P1=331.3N,P2=968.8N查[2]P252表13-15fp=1.1表13-14ft=1fp*P2/ft=1.1x968.8/1=945根据P252式13-2计算C=10058N10800N，满足强度要求III轴：FH=116.7NFV=320.6NMH=14412.5N*mmMV=39594.1N*mmM’=45712N*