带式运输机二级展开式斜齿轮减速器说明书模板.docx
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带式运输机二级展开式斜齿轮减速器说明书模板
绪论
带式运输机是输送能力最大的连续输送机之一。
其结构简单、运行平稳、运转可靠,能耗低、对环境污染小、便于集中控制和实现自动化、管理维护方便,在连续装载条件下可实现连续运输。
它是运输成件货物与散装物料的理想工具,因此被广泛用于国民经济部门。
尤其是在矿山用量最多、规模最大。
中文摘要
本文设计了一带式传输机的传动系统,其主要的传动由二级展开式斜齿轮传动,在二级齿轮传动中,减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置,用来降低转速和增大转矩,以满足工作需要,在某些场合也用来增速,称为增速器。
减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分;减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器;减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。
减速器是机械行业中较为常见而且比较重要的机械传动装置。
它的种类非常多,各种减速器的设计各有各的特点,但总的设计步骤大致相同。
其设计都是根据工作机的性能和使用要求,如传递的功率大小、转速和运动方式,工作条件,可靠性,尺寸,维护等等。
本文是关于斜齿圆柱齿轮减速器的设计,主要用于运输带的传送。
这种减速器相对于其他种类的减速器来讲,运用不是很广泛。
本次的设计具体内容主要包括:
减速器总体设计;主要传动机构设计;主要零、部件设计。
通过对减速器的设计,掌握有关机械设计方面的知识,熟练的使用CAD制图软件辅助设计。
关键词:
减速器、 圆柱齿轮、主动轴、传动装置
目录
第一部分设计任务-------------------------------3
第二部分传动方案分析-------------------------3
第三部分电动机的选择计算--------------------------------6
第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算(包括分配各级传动比,计算各轴的转速、功率和转矩)-----------------7
第五部分传动零件的设计计算----------------------------------9
第六部分轴的设计计算---------------21
第七部分键连接的选择及计算-----------------------26
第八部分滚动轴承的选择及计算-------------------------28
第九部分联轴器的选择----------------------------------30
第十部分润滑与密封--------------------------------30
第十一部分箱体及附件的结构设计和选择------------------------------31
设计小结--------------------------------------------33
参考文献--------------------------------------------25
第二部分传动方案分析
设计题目:
二级展开式斜齿轮减速器
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到总传动比不大,确定其传动方案如下:
图一:
传动装置总体设计图
带式输送机由电动机驱动。
电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。
传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对轴承位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
工作条件及生产条件:
胶带输送机两班制连续单向运转,载荷平稳,空载起动,室内工作,有粉尘;使用期限10年,大修期3年。
该机动力来源为三相交流电,在中等规模机械厂小批生产。
输送带速度允许误差为
5%。
减速器设计基础数据
输送带工作拉力
F(N)
2800
输送带速度
v(m/s)
1.4
卷筒直径
D(mm)
350
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η13η22η3η4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84
η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择计算
皮带速度v:
v=1.4m/s
工作机的功率pw:
pw=F*V/1000=3.92KW
电动机所需工作功率为:
pd=Pw/η=4.7KW
执行机构的曲柄转速为:
n=60×1000V/350π=76.43r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(8×40)×84.3=674.4~3372r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。
第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算
1总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/76.43=12.6
2分配传动装置传动比:
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=ia/4.5=2.8
则低速级的传动比为:
i23=ia/2.8=4.5
3各轴转速:
nI=nm=960=960r/min
nII=nI/i12=960/2.8=342.85r/min
nIII=nII/i23=342.85/4.5=76.2r/min
nIV=nIII=76.2r/min
4各轴输入功率:
PI=Pd×η3=4.7×0.99=4.65KW
PII=PI×η1⋅η2=4.65×0.98×0.97=4.42KW
PIII=PII⋅η1⋅η2=4.42×0.98×0.97=4.20KW
PIV=PIII×η1⋅η3=4.20×0.98×0.99=4.07KW
则各轴的输出功率:
PI'=PI×0.98=4.56KW
PII'=PII×0.98=4.33KW
PIII'=PIII×0.98=4.12KW
PIV'=PIV×0.98=3.99KW
各轴输入转矩由式
第五部分传动零件的设计计算
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBW。
取小齿齿数:
Z1=24,则:
Z2=i12×Z1=3.99×24=95.76取:
Z2=96
2)初选螺旋角:
β=150。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
≥2.32
确定各参数的值:
1)试选Kt=2.5
2)T1=49.2Nm
3)选取齿宽系数d=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42
6)由式8-3得:
=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos1500
=[1.88-3.2×(1/24+1/96)]×cos150=1.655
7)由式8-4得:
=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan150=2.04
8)由式8-19得:
Zε=4-ε∴σ(α1-ε∴σ(ε∴σ(βα)=1α)=11.655)=0.777
9)由式8-21得:
Zβ=cosβ=cos15=0.98
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim1=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=2.76×109/3.99=6.93×108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.87,KHN2=0.89
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=Hlim1S=0.87×650=565.5MPa
[σH]2=Hlim2S=0.89×530=471.7MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[H]2)/2=(565.5+471.7)/2=518.6MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
≥2.32
=52.6mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
m=Dt1/Z1=2.12mm
取为标准值:
2.5mm。
2)中心距:
a=(
+
)/2=155.3mm
3)螺旋角:
β=150
4)计算齿轮参数:
d1=
=
m=62mm
d2=
m=248mm
b=φd×d1=62mm
b圆整为整数为:
b=62mm。
5)计算圆周速度v:
v=
=3.14×62×960/60×1000=3.11m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6)同前,ZE=189.8MPa。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ
=[1.88-3.2×(1/24+1/96)]×cos150=1.655
8)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×24×tan150=2.04
9)εγ=εα+εβ=3.695
10)同前,取:
εβ=1
Zε=0.777
11)由式8-21得:
Zβ=cosβ=cos15=0.98
12)由表8-2查得系数:
KA=1,由图8-6查得系数:
KV=1.1。
13)Ft=1587.1N
Tb=25.6<100Nmm
14)由tanατ=ταναn/cosβ得:
αt=arctan(tanαν/χοσβ)=arctan(tan200/cos150)=20.70
15)由式8-17得:
cosβb=cos(cosn/cosαt)=cos15cos20/cos20.7=0.97
16)由表8-3得:
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.655/0.972=1.76
17)由表8-4得:
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.37
18)K=KAKVKHKHβ=1×1.1×1.76×1.37=2.65
19)计算d1:
d1=
≥52.9mm
实际d1=62>52.9所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV1=26.6
ZV2=106.5
2)
αV=[1.88-3.2⋅(1/ZV1+1/ZV2)]χοσβ=1.671
3)由式8-25得重合度系数:
Y=0.67
4)由图8-26查得螺旋角系数Yβ=0.87
5)
γε=3.33
前已求得:
KH=1.76<3.33,故取:
KFα=1.76
6)
bh=62[(2×1+0.25)×2.5]=11.02
且前已求得:
KH=1.37,由图8-12查得:
KFβ=1.34
7)K=KAKVKFKFβ=1×1.1×1.76×1.34=2.59
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.58YFa2=2.17
应力校正系数:
YSa1=1.62YSa2=1.83
9)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
Flim1=500MPaσFlim2=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数N1=2.76×109
大齿轮应力循环次数:
N2=6.93×108
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.83KFN2=0.85
12)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]1=Flim1S=0.83×5001.3=319.2
[σF]2=Flim2S=0.85×3801.3=248.5
Sa11=2.58×1.62319.2=0.01309
Sa22=2.17×1.83248.5=0.01598
大齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥1.51mm
1.51≤2.5所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d1=62mm
d2=248mm
b=d×d1=62mm
b圆整为整数为:
b=62mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=67mmb2=62mm
中心距:
a=155mm,模数:
m=2.5mm
(二)低速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBW。
取小齿齿数:
Z3=28,则:
Z4=i23×Z3=2.86×28=80.08取:
Z4=80
2)初选螺旋角:
130。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
3确定各参数的值:
1)试选Kt=2.5
2)T2=186.6Nm
3)取齿顶宽系数d=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45
6)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cos130
=[1.88-3.2×(1/28+1/80)]×cos130=1.655
7)由式8-4得:
εβ=2.05
8)由式8-19得:
Zε=0.777
9)由式8-21得:
Zβ=cosβ=cos15=0.99
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim1=650Mpa。
大齿轮的接触疲劳极限,:
σHlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N3=60nkt=6.93×108
大齿轮应力循环次数:
N4=60nkth=N3/u=6.93×108/2.86=2.42×108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN3=0.89,KHN4=0.91
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[H]3=Hlim3S=0.89×650=578.5MPa
[σH]4=Hlim4S=0.91×530=482.3MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]3+[H]4)/2=(578.5+482.3)/2=530.4MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d3t:
d3t=83.6mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=2.91mm
取为标准值:
3mm。
2)中心距:
a=166.3mm
3)螺旋角:
β=13.10
4)计算齿轮参数:
d3=ncosβ=86mm
d4=ncosβ=246mm
b=φd×d3=86mm
b圆整为整数为:
b=86mm。
5)计算圆周速度v:
v=1.08m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6)同前,ZE=189.8MPa。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.44。
7)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosβ
=[1.88-3.2×(1/28+1/80)]×cos13.10=1.681
8)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×28×tan13.10=2.07
9)εγ=εα+εβ=3.751
10)同前,取:
εβ=1
Zε=0.771
11)由式8-21得:
Zβ=cosβ=cos13.1=0.99
12)由表8-2查得系数:
KA=1,由图8-6查得系数:
KV=1.1。
13)Ft=23=2×186.6×100086=4339.5N
tb=50.5<100Nmm
14)由tanατ=ταναn/cosβ得:
αt=arctan(tanαν/χοσβ)=arctan(tan200/cos13.10)=20.50
15)由式8-17得:
cosβb=cos13.1cosn/cosαt=cos13.1cos20/cos20.5=0.98
16)由表8-3得:
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.681/0.982=1.75
17)由表8-4得:
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.38
18)K=KAKVKHKHβ=1×1.1×1.75×1.38=2.66
19)计算d3:
d3≥84.3mm
实际d3=86>84.3所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV3=Z3/χοσ3β=28/cos313.10=30.3
ZV4=Z4/cos3=80/cos313.10=86.6
2)
Va=[1.88-3.2⋅(1/ZV3+1/ZV4)]χοσβ
=[1.88-3.2×(1/30.3+1/86.6)]×cos13.1=1.692
3)由式8-25得重合度系数:
Y=0.25+0.75cos2b/V=0.68
4)由图8-26和=2.07查得螺旋角系数Yβ=0.88
5)
γε=3.7511.681×0.68=3.28
前已求得:
KH=1.75<3.28,故取:
KFα=1.75
6)
bh=86[(2×1+0.25)×3]=12.74
且前已求得:
KH=1.38,由图8-12查得:
KFβ=1.35
7)K=KAKVKFKFβ=1×1.1×1.75×1.35=2.6
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa3=2.53YFa4=2.23
应力校正系数:
YSa3=1.64YSa4=1.79
9)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
Flim3=500MPaσFlim4=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N3=6.93×108
大齿轮应力循环次数:
N4=2.42×108
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN3=0.85KFN4=0.87
12)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]3=Flim3S=0.85×5001.3=326.9
[σF]4=Flim4S=0.87×3801.3=254.3
Sa33=2.53×1.64326.9=0.01269
Sa44=2.23×1.79254.3=0.0157
大齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥2.12mm
2.12≤3所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d3=86mm
d4=246mm
b=d×d3=86mm
b圆整为整数为:
b=86mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b3=91mmb4=86mm
中心距:
a=166mm,模数:
m=3mm
第六部分轴的设计计算
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=4.95KWn1=960r/minT1=49.2Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1=62mm
则:
Ft=11=2×49.2×100062=1587.1N
Fr=Ft×ncosβ=598N
Fa=Fttan=1587.1×tan150=425N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=19.3mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩:
Tca=KAT1,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT1=59Nm
由于键槽将轴增大4%,取联轴器型号为:
LT4型,其尺寸为:
内孔直径20mm。
轴孔长度38mm。
则d12=20mm,为保证联轴器定位可靠取d=36mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位,按轴径选用轴端挡圈直径为:
D=30mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=23mm。
右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=25mm;因轴既受径载荷又受轴向载荷作用,查轴承样本选用:
30205型单列圆锥滚子轴承,其尺寸为:
d×D×T=25×52×16.25mm,轴承右端采用挡
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