二级减速器展开式说明书

阳泉学院机械设计基础课程设计说明书设计题目：带式输送机传动装置班级：机电一体化二班姓名：邵华学号：130522060指导教师：张立仁2014年12月30日成绩签字日期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计算及说明第一章设计任务书§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=2200N输送带的工作速度v=1.3sm输送带的滚桶直径d=390mm3、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kwpvPw86.210003.122001000设：轴——一对流滚动轴承效率。轴=0.9901——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结果kwPw86.2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：kwppwr32.386.086.2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min6.6314.33903.16060rDvnw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：64.226.631440wmnni45.564.223.13.112ii45.564.221223iii4.15传动系统各传动比为：1,15.4,45.5,14231201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86.0kwpr32.3min6.63rnw64.22i45.512i15.423imin14400rnkwp86.20mNnpT96.18144086.2955095500001轴——减速器中间轴min14400101rinnkwpp7818.399.082.30101mNiTT7704.1899.0196.180101012轴——减速器中间轴min26445.514401212rinnkwpp63.39603.07818.31212mNiTT29.9597.09603.045.57704.181212123轴——减速器低速轴min01.7315.43032323rinnkwpp4859.39603.063.32323mNiTT3799603.015.429.952323234轴——工作机mNiTT3799603.015.429.952323234轴——工作机mNiTT3719801.01379343434轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144026473.0173.01功率2.863.78183.633.48593.4165转矩18.9618.770495.29379371联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比15.454.151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=5.45×17=92.65取Z2=93。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(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T1=2.5×103Nm(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(45.5145.5595.11105.26.123231(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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=500MPa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mmK17.2mmd66.391mmmn26.2mmK002.2mmZv61.181mmZv58.872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mmmn44.1191Z912Z113amm023.13mmmZdn3923.13cos219cos011mmmZdn18723.13cos291cos022４)计算齿轮宽度mmmmdbd393911圆整后取mmBmmB45;40125)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Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.15×17=71取Z2=71。5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140