带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计)

机械设计课程设计说明书-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机械设计课程设计说明书-2-目录第一章设计任务书…………………………………………………1§1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§2按齿根弯曲强度设计…………………………………………………6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各轴图示与标注……………………………………………………21机械设计课程设计说明书-3-计算及说明结果第一章设计任务书§1设计任务1、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动。2、原始数据输送带的有效拉力F=2500N输送带的工作速度v=1.3sm输送带的滚桶直径d=300mm3、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一、带式输送机传动系统方案如下图所示043皮带轮12电动机联轴器§1电动机的选择1．电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率kwpvPw25.310003.125001000设：轴——一对流滚动轴承效率。轴=0.99kwPw25.3机械设计课程设计说明书-4-计算及说明结果01——为齿式联轴器的效率。01=0.99齿——为8级齿轮传动的效率。齿=0.97筒——输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率：86.096.097.099.099.024224201筒齿轴工作机所需的电动机攻率为：kwppwr82.386.025.3Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。rmpp,因此综合应选电动机额定功率kwpm42、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min8.8214.33003.16060rDvnw方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比ⅠY160M—411.0KW1500146024.31ⅡY160L—611.0KW100097016.01通过两种方案比较可以看出：方案Ⅱ选用电动机的总传动比为15.99，适合于二级减速传动，故选方案Ⅱ较为合理。Y160L——6型三相异步电动机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm§2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：39.178.821440wmnni.175.439.173.13.112ii66.375.439.171223iii传动系统各传动比为：86.0kwpr82.3min8.82rnw39.17i75.412i66.323i机械设计课程设计说明书-5-计算及说明结果1,66.3,75.4,14231201iiii§3传动系统的运动和动力学参数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min14400rnkwp82.30mNnpT33.25144082.3955095500001轴——减速器中间轴min14400101rinnkwpp7818.399.082.30101mNiTT0767.2599.0133.250101012轴——减速器中间轴min30375.414401212rinnkwpp63.39603.07818.31212mNiTT36.11497.09603.075.40767.251212123轴——减速器低速轴min79.8266.33032323rinnkwpp4859.39603.063.32323mNiTT4029603.066.339.1142323234轴——工作机min79.8234rnnkwpp4165.39801.04859.33434机械设计课程设计说明书-6-计算及说明结果mNiTT3949801.01402343434轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144030382.7982.79功率3.823.78183.633.48593.4165转矩25.3325.0767114.39402394联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801(单位：minrn；P——kW;T——Nm)第三章高速级齿轮设计一、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Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75×17=79.75取Z2=80。5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140§1按齿面强度设计即：3211)(12HEHadttZZuuTkd1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt=1.6（2）由文献【一】图10-30得ZH=2.433（3）由文献【一】图10-30得：595.187.0;725.02121aaaaa（4）计算小齿轮传递的转矩51105.95T×P1/n1=95.5×105×3.7818/1440=2.5×104Nm各参数如左图所示T1=2.5×103Nm机械设计课程设计说明书-7-计算及说明结果(5)文献【一】表10-7得：1d(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数216.189MPaZE(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的疲劳强度极限MPaH5502lim。(8)设每年工作时间按300天计算911107965.2)1030082(19706060HjLnN9921061.056.4107965.2N(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数95.0;91.021HNHNKK(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。MPaMPaSKHHNH5406009.0][1lim11MPaMPaSKHHNH02.46555095.0][2lim22MPaHHH51.5022][][][212)计算(1)小齿轮分度圆直径d1tmmdt83.35)25.5318.189433.2(75.4175.4595.11105.26.123231(2)计算圆周的速度：smndvt7.2100060144083.3510006011(3)计算齿宽b及模数mntmmmmdbtd83.3583.3511mmZdmtnt045.21714cos83.35cos011mmdt83.351smv7.2mmmnt045.2机械设计课程设计说明书-8-计算及说明结果H=2.25mnt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度35.114tan171318.0tan318.001Zd(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.417.241.14.11.11HHaVAKKKKK(6)按实际的载荷系数校正所算得的mmmmkkddtt66.396.117.283.353311(7)计算模数MnmmmmZdmn26.21714cos66.39cos011§2按齿根弯曲强度设计：32121][cos2FSaFadnYYZYkTm1）确定计算参数(1)计算载荷系数002.23.14.110.11FHaVAKKKKK(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得89.0Y(3)计算当量齿数：61.1814cos17cos03311ZZv58.8714cos80cos03322ZZv(4)查取齿形系数，由表10-5查得：22.2;97.221FaFaYY(5)查取应力校正系数，由表10-6得：77.1;52.121saSaYY(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPammK17.2mmd66.391mmmn26.2mmK002.2mmZv61.181mmZv58.872机械设计课程设计说明书-9-计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限.3802MPaFE(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4MPaMPasKFEFNF57.3034.150085.0][111MPaMPasKFEFNF86.2384.138088.0][222(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。01487.057.30352.197.2][111FSaFayY01645.086.23877.122.2][222FSaFayY大齿轮的数值大２)设计计算mmmmmn44.101645.0595.117114cos89.0105.2002.2232024对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由86.255.214cos62.66cos011nmdZ取191Z则9175.4191212iZZ４)几何尺寸计算１)计算中心距11314cos22)9119(cos2)(021nmZZa将中心距圆整为113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角mmmn44.1191Z912Z113amm机械设计课程设计说明书-10-计算及说明结果02123.1318522)9119(arccos2)(arccosamZZn等不必修正故参数值改变不多因HaZK，,,1３)计算大、小齿轮的分度圆直径mmmZdn3923.13cos219cos011mmmZdn18723.13cos291cos022４)计算齿轮宽度mmmmdbd393911圆整后取mmBmmB45;40125)结构设