带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.docx
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带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器
展开式二级圆柱齿轮减速器
(二)
1.设计题目用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。
传动装置简图如右图所示。
(1)
带式运输机数据见数据表格。
(2)工作条件单班制工作,空载启动,单向、连续运转,工作中有轻微振动。
运输带速度允许速度误差为±5%。
(3)使用期限工作期限为十年,检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号;
2)确定带传动的主要参数及尺寸;
3)设计减速器;
4)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张;
2)零件工作图二张(大齿轮,输出轴)
3)设计说明书一份。
4.数据表
运输带工作拉力
F/N
1900
1800
1600
2200
2250
2500
2450
1900
2200
2000
运输带工作速度v/(m/s)
1.3
1.35
1.4
1.45
1.5
1.3
1.35
1.45
1.5
1.55
运输带滚筒直径
D/mm
250
260
270
280
290
300
250
260
270
280
第一章绪论····································4
1.1选题的目的和意义··························4
1.2研究的内容及选用方法······················4第二章设计要求·································4第三章传动系统的整体设计······················5
3.1选择电动机·································5
3.1.1类型····································5
3.1.2电动机容量选择··························5
3.1.3电动机的转速选择························6
3.2传动比分配································6
3.3计算传动装置的运动和动力参数···············7第四章传动零件设计·····························8
4.1V带传动的设计······························8
4.1.1V带的基本参数···························8
4.1.2带轮结构的设计··························11
4.2齿轮传动设计(高速级)······················11
4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数·····11
4.2.2按齿面强度设计·························11
4.2.3按齿根弯曲强度设计·····················13
4.3齿轮传动设计(低速级)·····················15
4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数····15
4.3.2按齿面强度设计·························15
4.3.3按齿根弯曲强度设计·····················17
4.3.4斜齿轮各参数的确定·····················19第五章各轴设计方案····························21
5.1轴的设计··································21
5.2中间轴的设计及轴承的选取··················22
5.3中间轴的受力和弯矩图······················22
5.4高速轴的设计及联轴器的选取················26
5.5低速轴的设计及联轴器的选取················27第六章减速器箱体与附件的设计···················27第七章润滑与密封·······························29第八章设计小结·································29
30
参考文献·
第一章绪论
1.1选题的目的和意义
减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置,用来降低转速并相应地增大转矩。
此外,在某些场合,也有用作增速的装置,并称为增速器。
减速器的种类很多,这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器,最普遍的是展开式二级圆柱齿轮减速器,它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。
二级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式,i=8~40,用斜齿、直齿、人字齿。
两级大齿轮直径接近,有利于浸油润滑。
轴线可以水平、上下、垂直布置。
它的齿轮相对于支撑位置不对称,当轴产生变形时,载荷在齿轮上分布的不均匀,因此,轴应设计的具有较大的刚度,并使齿轮远离输入端或输出端。
我们通过对减速器的研究与设计,我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等,同时,我们也能将我们所学的知识应用于实践中。
在设计的过程中,我们能正确的理解所学的知识,而我们选择减速器,也是因为对我们过控专业的学生来说,这是一个很典型的例子,能从中学到很多知识。
1.2研究的内容及选用的方法
我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器,我们对这次设计的对象有了更深入的了解。
另外,我们通过设计可以更加详尽的了解各部分的功能和设计要求,比如,带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱体的各部分零件的尺寸计算等等。
同时,我们还要选取其它附属部件,如键、轴承、联轴器等。
在本次设计中,我们将运用CAD辅助绘图,这也给我们带来了极大的便利。
第二章设计要求
设计条件:
运输带工作拉力:
F=2000N
运输带的速度:
v1.55m/s;
运输带滚筒的直径:
D280mm;载荷性质:
空载起动,单向、连续运转,工作中有轻微振动。
工作时间:
8h/日;工作寿命:
10年(设每年工作300天)。
第三章传动系统方案的总体设计
§3.1电动机的选择
3.1.1选择电动机类型
Y系列三相异步电动机。
3.1.2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
pv20001.55
Pw3.1kw
w10001000
设:
轴——一对流滚动轴承效率。
轴=0.99
Pw3.1kw
计算及说明
结果
结果
计算及说明
i01
1,i124.75,i233.66,i41
§3.3计算传动装置的运动和动力参数
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
n0
1440rminp03.6kw
T0
9550p095503.623.87N?
m
n01440
1轴
——减速器中间轴
n1
n0
01440rminp1p0013.60.993.59kw
i01
T1
T0i010123.8710.9923.63N?
m
2轴
——减速器中间轴
n11440
n2
1303rminp2p1123.590.96033.44kw
i124.752112
T2
T1i121223.634.750.96030.97104.52N?
m
3轴
——减速器低速轴
n3
n2303
282.79rmin
i233.66
p3
p2233.440.96033.31kw
T3
T2i2323104.523.660.9603368.50N?
m
4轴
——工作机n4n382.79rmin
p4
p3343.310.98013.24kw
计算及说明
结果
T4T3i343436810.9801360N?
m
2)基准长度:
对于A型V带选用Ld2500mm
6、验算小轮上的包角1:
57.3
由1180(dd2dd1)
a
57.3
得1180(375125)163.089120得1847.085
小轮合适主动轮上的包角合适。
7、计算V带的根数z:
PcaKAP
z
Pr(P0P0)KKL
1)nm1440r/min,dd190mm查《机械设计基础》表
13-3得:
P01.064kw;
2)nm1440r/min,i带3查表得:
P00.17kw;
3)由1163.68查表得,包角修正系数K0.95
4)由Ld1800mm,与V带型号A型查表得:
KL1.01
综上数据,得z4.0563.4
(1.0640.17)0.951.01
取z410合适。
8、计算预紧力F0(初拉力):
根据带型A型查《机械设计基础》表13-1得:
q0.1kg/m
F0500Pca2.51qv2
zvk
4.0562.52
50010.16.7822
46.7820.95
127N
9、计算作用在轴上的压轴力FQ:
FQ2ZF0sin1
2
163.68
24127sin
2
1005.9N
其中1为小带轮的包角。
10、V带传动的主要参数整理并列表:
带型
带轮基准直径(mm)
传动比
基准长度
(mm)
A
dd190dd2265
3
1800
中心距(mm
)
根数
初拉力(N)
压轴力(N)
614.5
4
125
1005.9
4.1.2带轮结构的设计
1.带轮的材料:
采用铸铁带轮(常用材料HT200)
2.带轮的结构形式:
V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。
小带轮接电动机,dd1=90mm较小,所以采用实心式结构带轮。
4.2齿轮传动设计(高速级)
4.2.1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,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
4.2.2按齿面强度设计
即:
d1t32ktT1?
u(ZHZE)
1tdauH
4)
计算小齿轮传递的转矩
T195.5105×P1/n1=95.5×105×3.59/1440=2.5×104Nm
计算及说明
结果
(5)文献【一】表
10-7得:
d1
(6)文献【一】表
10-6得:
材料弹性影响系数ZE189.6MPa
(7)由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1600MPa;
大齿轮的疲劳强度极限
Hlim2550MPa。
(8)设每年工作时间按300天计算
N160n1jLH609701(2830010)2.7965
109
N22.79651090.61109
4.56
(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN10.91;KHN20.95
(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。
KHN1?
Hlim1
S
KHN2?
Hlim2
S
[H]1[H]2
2
H]1
H]2
H]
2)计算
(1)小齿轮分度圆直径
d1t
0.9600MPa540MPa
0.95550MPa465.02MPa
502.51MPa
d1t
321.62.5103
4.751
11.595
4.75
2.433189.8)2
531.25)
35.83mm
d1t
35.83m
(2)计算圆周的速度:
d1tn1
35.831440
2.7
601000
601000
2.7
(3)计算齿宽b及模数
mnt
bdd1t135.83mm35.83mm
mnt
d1tcos35.83cos1402.045mm
mnt
2.045m
Z1
17
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
0.318dZ1tan0.318117tan1401.35
(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=1.4
KKAKVKHaKH11.11.41.412.17
K2.17mm
(6)按实际的载荷系数校正所算得的
d1d1t3kk35.8332.171.6mm39.66mm
d139.66mm
(7)计算模数Mn
d1cos39.66cos140
mnmm2.26mm
nZ117
mn2.26mm
4.2.3按齿根弯曲强度设计:
mn32kT1Y2cos?
YFaYSa
ndZ12[F]
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
KKAKVKHaKF11.101.41.32.002
(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得Y0.89
K2.002mm
Z17
1
(3)计算当量齿数:
Zv133018.61
coscos14
Z280
Zv118.61mm
Zv2323087.58
v1
coscos14
(4)查取齿形系数,由表10-5查得:
YFa12.97;YFa22.22
Zv287.58mm
(5)查取应力校正系数,由表10-6得:
YSa11.52;Ysa21.77
(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa
计算及说明
结果
大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2
380MPa.
(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=1.4
KFN1FE10.85500
[]FN1FE1MPa
303.57MPa
F1
F1s1.4
KFN2FE20.88380
238.86MPa
[]FN2FE2MPa
F2
F2s1.4
(9)计算大、小齿轮下面的值,并加以比较。
YFa1ySa12.971.52
Fa1Sa10.01487
[F]1303.57
YFa2ySa22.221.77
大齿轮的数值大
[F]2238.86
2)设计计算
22.0022.51040.89
20cos14
mn
1.44mm
mn32
0.01645mm1.44mm
n11721.595
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
Zd1cos66.62cos140
25.86取Z119
Z1
mn2.5
Z1
19
则Z2Z1i12194.7591
Z2
91
3)几何尺寸计算
1)计算中心距a(Z1Z2)mn
(1991)2113
2cos
2cos140
a
113mm
将中心距圆整为113mm
2)按圆整后中心距修正螺旋角
计算
及说明
结果
(Z1
arccos
2a
Z2)mnarccos(1991)213.230
2185
因值改变不多,故参数a1,K,ZH等不必修正
3)计算大、
小齿轮的分度圆直径
d1Z1mn
cos
192039mmd2cos13.2302
Z2mncos
912
0187mm
cos13.230
4)计算齿轮宽度
bdd1139mm39mm
圆整后取B240mm;B145mm
4.3齿轮传动设计(低速级)
4.3.1、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
3)材料选择。
由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为二者材料硬差为40HBS。
4)选取小齿轮齿数Z1=17,大齿轮齿数:
取Z2=62。
5)选取螺旋角。
初螺旋角为β=140
4.3.2按齿面强度设计
7级精度(GB10095-88)
40C(r调质),硬度为280HBS,
Z2=iZ1=3.66×17=62
即:
d1t3
2ktT1?
u1(ZHZE)2dauH
2)确定公式内的各计算数值
(1)
(2)
试选Kt=1.6
由文献【一】图10-30得ZH=2.433
3)
由文献【一】图10-30得:
a10.725;a20.89aa1a21.615
13.230
d139mmd2187mmB170mm
B265mm
T1
4
25.0767104Nm
d1t60.19mm
v0.95ms
(4)计算小齿轮传递的转矩
554
T295.5105×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm
(5)文献【一】表10-7得:
d1
1
(6)文献【一】表10-6得:
材料弹性影响系数ZE189.6MPa2
(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。
(8)设每年工作时间按300天计算
9
N160n2jLH60212.721(2830010)0.61109
N20.61103.510.17109
(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN10.95;KHN20.96
d1tcos60.19cos140
mnt
3.435mm
m
3.435mm
ntZ
1
17
H=2.25mnt=2.045mm
b/h=60.19/7.7=7.8
H=2.25mm
(4)计算重合度
0.318dZ1tan0.3181
17tan1401.35
(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Kv=0.7;
由查得:
KHβ=1.422;KFβ=1.33;KH
a=KFa=1.4
KKAKVKHaKH
10.71.4
1.422.18
K
2.18
(6)按实际的载荷系数校正所算得的
d1
66.73mm
d1d1t3kk60.1932.181.6mm66.73mm
(7)计算模数Mn
mn
d1cos66.73cos140mm3.8mm
Z117
mn
3.8mm
4.3.3按齿根弯曲强度设计:
2kT2Ycos2
mn3dZ12
dZ1
?
YFaYSa?
[F]
1)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K
2.002
KKAKVKHaKF
10.71.4
1.332.002
(2)根据纵向重合度
1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数
Y0.87
ZZ1
17
Zv1
18.61
(3)计算当量齿数:
v13
cos
3018.61cos14
ZZ2
62
Zv2
67.87
Zv23cos
3067.87cos14
计算
及说明
结果
(4)查取齿形系数,由表10-5查得:
YFa12.89;YFa22.258
(5)查取应力校正系数,由表10-6得:
YSa11.558;Ysa21.74
(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FE2380MPa.
(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=1.4
KFN1FE10.85500
[F]1FN1FE1MPa303.57MPa
F1s1.4
KFN2FE20.88380
[F]2FN2FE2MPa238.86MPa
s1.4
(9)计算大、小齿轮下面的值,并加以比较。
YFa1ySa12.8821.5320.01464
[F]1303.57
YFa2ySa22.2601.7200.01644大齿轮的数值大
[F]2238.86
2)设计计算
322.002114.391030.87cos2140
mn30.016
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