帶式運輸機傳動裝置兩級圓錐

1、機械設計基礎課程設計設計說明書題目:帶式運輸機傳動裝置兩級圓錐-圓柱齒輪減速器專業(yè)班級：熱能和動力工程專業(yè)10級二班學號:2學生姓名：陳秀峰指導教師：呂冬青老師景德鎮(zhèn)陶瓷學院2012年3月機械設計基礎課程設計任務書題目設計帶式運輸機傳動裝置傳動系統(tǒng)圖：圖一原始數(shù)據(jù):運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度v/(ms)卷筒直徑D/mm25001.4250工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用期限8年，運輸帶速度允許誤差為土5%要求完成：減速器裝配圖1張（A2）。零件工作圖2張（齒輪和軸）。設計說明書1份,6000-8000字。開始日期2010年12月_06_日完成日期2

2、0010年12月日目錄TOCo1-5hz1選擇電動機11.1電動機類型和結構型式11.2電動機容量11.3電動機的轉速1.4電動機的技術數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸2計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比32.1傳動裝置總傳動比32.2分配各級傳動比33計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)43.1各軸轉速43.2各軸輸入功率43.3各軸轉矩44傳動件的設計計算4.1圓錐直齒輪設計選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)6按齒面接觸強度設計6校核齒根彎曲疲勞強度8幾何尺寸計算94.2圓柱直齒齒輪設計10選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)422按齒面接觸強度設計由設計10按齒根彎曲疲勞強度設計105軸的設計計算155.1輸

3、入軸設計155.2中間軸設計215.3輸出軸設計266滾動軸承的詵擇及校核計算326.1輸入軸滾動軸承計算327鍵聯(lián)接的選擇及校核計算337.2中間軸鍵計算337.3輸出軸鍵計算33&聯(lián)軸器的選擇及校核計算-348.1各種聯(lián)軸器的比較34剛性聯(lián)軸器34彈性元件的撓性聯(lián)軸器348.2聯(lián)軸器的選擇348.3聯(lián)軸器的校核計算35減速器附件的選擇369.1視孑L蓋和窺視孑L369.2放油孔和螺塞369.3油標369.4通氣孔369.5起蓋螺釘369.6定位銷369.7吊環(huán)37潤滑和密封38鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結構尺寸的確定39設計小結-40參考文獻41結果結果設計計算及說明計算驅動卷筒的轉速n3二

4、107.01r/min1選擇電動機n=0.9960 x1000vn3冗D6010001.43.14250=107.01r/min選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機,可擬定以下傳動方案：1.1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的異步電動機。它為臥式封閉結構。丫(IP44)系列三相1.2電動機容量(1)工作機的輸出功率PwFv1000w25001.410000.96kWn=0.98n=0.97n=0.96n=0.84Pd二4.3kWPd二Pwn傳動裝置的總效率24n二nnnn(2)電動機輸出功率Pd依次確定式中各效率：2個聯(lián)軸器n=0.99、

5、4個滾動軸承n=0.98、圓柱齒輪傳動n=0.97、圓錐齒輪傳動nt=0.9624n二二0.84125001.41000=4.3kW(3)電動機額定功率PedPed=5.5kWnm=960r/minia=8.97i-8.97h=2.4i2=3.7m二960r/minnn=400r/minn皿二108.1r/minR二4.26kWP廠4.01kWP皿二3.81kWP工作機軸=3.70kWTdi二T廠T=T工作機軸=326.87N.mu二2.4乙=23z?=56Kt=1.3Ti=4.238104N.mm1林=32.1傳動裝置總傳動比ianmnw960=8.97107.01由文獻【4】中選取電動機額

6、定功率Ped=5.5kW。1.3電動機的轉速推算電動機轉速可選范圍，由文獻【2】表1中查得圓錐-圓柱齒輪傳動比范圍ia=815，則電動機轉速可選范圍為：nd=ian=856.081605.15r/mi1.4電動機的技術數(shù)據(jù)和外形，安裝尺寸根據(jù)容量和轉速，查文獻【4】丫系列三相異步電動機，選定電機Y132M2-6，額定功率Ped=5.5kW，滿載轉速nm=960r/min，同步轉速n=1000r/min。由文獻【4】表19-1查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用，如表1-1所示：表1-1電機技術數(shù)據(jù)電機型號額定功率電流滿載轉速電機質量軸徑mmY132M2-65.5Kw12.6A960輕382計算傳動裝置總傳

7、動比和分配各級傳動比2.2分配各級傳動比所以減速器傳動比i二ia=8.97圓錐齒輪傳動比（h乞3）h=2.4圓柱齒輪傳動比i2=L=3.7i13計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1各軸轉速m=匹=960r/min10ni960“c/.nn400r/min2.4nn400n皿108.1r/min3.73.2各軸輸入功率按電動機所需功率Pd計算各軸輸入功率，即R二Pdn01=4.30.99=4.26kWPn=Pn12=4.260.960.98=4.01kWPm=Pnn23=4.010.970.98=3.81kWP工作機軸=Pmn34=3.810.980.99=3.70kWP輸出-P輸入0.98(式中

8、：n011；n12-nn2n23n3n2n34-n21)3.3各軸轉矩TOCo1-5hzP43Td=9550dnm960則Ti二9550P1=95504.26m960P401二95502=9550：n2400P33.81T皿二9550=9550:3108.1P工作機軸3.70T工乍機軸=9550-9550n工作機軸108.1表3-1運動和動力參數(shù)功率P/kw轉矩T/(n.m)軸號輸入輸出輸入輸出轉速傳動比i效率n電動機軸4.342.7896010.99I軸4.264.1742.3841.539602.40.94U軸4.013.9395.7493.834003.70.95川軸3.813.7333

9、6.59329.86108.110.97工作機軸3.703.63326.87320.33108.14傳動件的設計計算4.1圓錐直齒輪設計已知輸入功率4.26kw，小齒輪轉速960r/min，齒數(shù)比u=2.4,由電動機驅動，工作壽命8年（設每年工作300天），單班制，工作時有輕微振動。選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按傳動方案選用直齒錐齒輪傳動。（2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）（3）材料選擇由文獻【1】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。選小齒輪齒數(shù)乙=2

10、3，大齒輪齒數(shù)Z2=232.4=55.2,取整z2=56。則u取整z2=56。則u56:2.4乙23按齒面接觸強度設計由文獻由文獻【1】式10-9a由設計計算公式進行試算，即dlt-292MrJ0T5r2u(1)試選載荷系數(shù)Kt=1.3確定公式內的各計算數(shù)值計算小齒輪的轉矩為輸Ti二95504.261000=4.238104N.mm960選齒寬系數(shù)R=3由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlim1OOMPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限；hlim2=550MPa由文獻【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze=189.8MPa2計算應力循環(huán)次數(shù)N60n1jL609

11、601(83008)=1.1061099J.10610_=4.6081082.4由文獻【1】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1二0.95,KHN2-1.00計算接觸疲勞許用應力式10-12取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得二Hl:-H2心山訕1=0.95x600=570MPaSKHN1Hlim1=1.0沢550=550MPaS(2)計算試算小齒輪分度圓直徑g,代入匚H中較小的值3KTiR(1-0.5R)2辺92囂8)21.3X42380仆66.49mm112(1-0.5)22.433平均分度圓直徑dm二d(1-0.5r)二55.41計算圓周速度Vv二601000755.419602.78

12、m/s601000計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.78m/s,7級精度，由文獻【1】圖10-8查得動載系數(shù)Kv=仁1表10-3直齒輪心廠心：11Ze=189.8MPa2N=1.1061098N2=4.60810KHN1=0.95KHN2=1.0匚Hh=570MPa；H2=550MPad鐵丄66.49mmv=2.78m/s由文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)Ka*.25根據(jù)小齒輪一端懸臂布置，查文獻【1】表10-9得軸承系數(shù)Khbe=1.25，則Kh二Kl=1.5KHbe=1.88接觸強度載荷系數(shù)K=KaKvKh一Kh，=2.59按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得d1=d1tK=66.4932.5

13、9=83.66mm.Kt,1.3計算模數(shù)m=也=8366=3.64mmz123取標準值，文獻【5】表10-6模數(shù)圓整為m=3.75mm計算齒輪相關參數(shù)d1d2=mz1=3.7523=86.25mm=3.7556=210mmZ123。二arctanarctan221943Z256=90。-、1=67。4017r=(d1)2(d)2/d討沁1=86.25沃2(56)1232=113.51m計算齒寬J113.51=37.84mm3文獻【5】r10-7圓整為b=b2=37mm(B取整)K=2.59m=3.75mmdi=86.25mmd2二210mm也=221943、2=67。4017R=113.51m

14、mbb2=37mmK=2.59Zv1=24.9Zv2=147.4KFN1=0.9KFN2=0.95匚fe1=500MPa二FE2=380MPa“h=321.43MPa二f2=257.86MPamd86.25mmd2=210mmR=113.51mm6=221943、2=67。4017”校核齒根彎曲疲勞強度(1)確定計算參數(shù)載荷系數(shù)K-KaKvKf：K=2.59計算當量齒數(shù)Zv1dv1Z1mmcos、cos22194323=24.9dv2Z2Zv256mmcos2cos674017=147.4由文獻【1】表10-5查得齒形系數(shù)YFa產(chǎn)2.623YFa產(chǎn)2.623YFa2.142應力應力校正系數(shù)Ys

15、a1.589Ysa2=1.828安全系數(shù)安全系數(shù)S=1.4由文獻【1】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1二.9Kfn1二.9KFN2=0.95由文獻【1】圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限匚FE1=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞強度極限-FE-380MPa許用應力；F1；F1KfN1；fe10.9500KFN2；FE20.953801.4=2576MPa(2)校核強度由式10-23計算得十KFgYsabm(1-0.5R)2KTYFaYsabm2(1-0.5R)F1=110.099乞J可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。幾何尺寸計算(1)(1)錐齒輪大端分度圓直徑d1=86.25mm,d2=

16、210mm計算錐距RR=113.51mm(3)節(jié)圓錐角：=22。9436=674017(4)大端齒頂圓直徑：dai=di+2hacosd=di+2mcosd=93.19mmda1=93.19mm(5)計算齒寬b=rR=1113.51=37.84mm3r文獻【5】表10-7圓整為b=b2二37mm(B冬古取整)4.2圓柱直齒齒輪設計(軟齒面)已知輸入功率4.01kw，小齒輪轉速400r/min，齒數(shù)比u=3.7,由電動機驅動，工作壽命8年(設每年工作300天),單班制，工作有輕微震動。g=b2二37mmu=3.7Z1=24Z2=89Kt-1.34=9.57410Nmm選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)

17、1ZE=189.8MPa2Hlim1二550Mpa(1)(2)圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)材料選擇由文獻【1】表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼(調質)，小齒輪齒面硬度為硬度為220HBS。250HBS，大齒輪齒面(3)選小齒輪齒數(shù)乙=24,大齒輪Z2-243.7=88.889按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即2.汽dU1,Ze、2uIh)(1)確定公式內的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3計算小齒輪的轉矩=955010004.01=9.574104Nmm400選齒寬系數(shù)d=1由文獻【1】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1ZE=1

18、89.8MPa2二Hlim2-510Mpa4.108108N2=1.245108Khn1=0.95KHN21.0Uh=522.5MPa；h2=510MPad1t-64906mmv=1.36m/sb=64.906mmmnt=2.704mmh=6.084mm=10.67hK=1.921di=73.929mm由文獻【1】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlimi=550Mpa,大齒輪的接觸疲勞強度極限二Hlim2=510Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)由文獻【1】式10-13N=60njLh82=60mjLh=604001(83008)=881.245108N23.7由文獻【1】圖10-

19、19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=095,KHN2計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，由式10-12得12Khn1?h吋亠0.95匯550=522.5MPaSKg-Hlim2=1.0510=510MPaS(2)計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得KT1U1.ZEd2.32m：)2；fE1=400MPa二fE2=350MPaKFN1=0.9KFN2=0.95“h=257.14MPar2=237.50MPaK=1.823m=2.5mmz)=30z2=111di=75mmd2二277.5mma=176.25mmb=75mmBi=80mmB2二75mm=2.32313阿4104

20、站嚴與.64.906mm3.75101計算圓周速度v二d1tn1v=60100064.9064001.36m/s601000計算齒寬b及模數(shù)齒寬b二dd1t=164.906=64.906mmd1t64.906模數(shù)mnt=2.704mmZ24齒高h=2.25mnt二二6.084mmb64.906齒咼比10.67h6.084計算載荷系數(shù)載系數(shù)Kv=1.08由文獻【1】表10-3查得Kh：.=Kf“1由文獻【1】表10-2查得使用系數(shù)KaJ.25由文獻【1】表10-4查得心“1.423由文獻【1】圖10-13查得K=1.35接觸強度載荷系數(shù)KKaKvKh-K16.15Nm50.3Nm校核聯(lián)軸器處的鍵

21、連接該處選用普通平鍵尺寸為bhI=8mm7mm45mm，接觸長度IL-b45837mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：T=0.25hdbp=0.237x37x30 x11S100213.675Nm16.15Nm故單鍵即可。7.2中間軸鍵計算校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為bhC=10mm8mmx32mm,接觸長度r=L-b=32-10=22mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：T=0.25hldbp50.3Nm故單鍵即可。7.3輸出軸鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為Mh=18mm1mm汽56mm,接觸長度r=L-b=56-18=38mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：T=0.25

22、hdbp=0.2511匯3涉621101000=689.7Nm194.15Nm故單鍵即可。Lh=19200h8.聯(lián)軸器的選擇及校核計算Faa=0.333Fr8.1各種聯(lián)軸器的比較fp2p=400.92N剛性聯(lián)軸器缺點：對兩軸對中性要求較高，當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷，使工作環(huán)境惡化。優(yōu)點：結構簡單，成本低，可傳遞較大的轉矩，故當轉速低時,無沖擊；當軸的剛性大，對中性較好時常用。（1）撓性聯(lián)軸器：無彈性元件的聯(lián)軸器，因有撓性，故可補償兩軸的相對位移。（2）十字滑塊聯(lián)軸器一般用于轉速n88箱座凸緣厚度b1.5612箱蓋凸緣厚度b11.5毎12箱座底凸緣厚度b22.5620地腳

23、螺栓直徑df0.015+d2戶1亠1220地腳螺栓數(shù)目n6:軸承旁連接螺栓直徑d10.75df15箱蓋和座連接螺栓直徑d2f10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200200軸承端蓋螺釘?shù)闹睆絛3(0.4-0.5山8視孔蓋螺釘直徑d4(0.3-0.4山6定位銷直徑d(0.7-0.8)d15dfd1d2至外箱壁距離c26dd2至凸緣邊緣距離C224軸承旁凸臺半徑R124凸臺高度h40外箱壁至軸承座端面距I1q+c2+5855大齒輪頂圓和內機壁距街68齒輪端面和內機壁距離也28箱蓋、箱座肋厚gmm趾0.85dm常0.8567高速軸軸承端蓋外徑D2D+55.5d3111中間軸軸承端蓋外徑122低速軸軸承端蓋外徑1281軸承旁連接螺栓距離s120設計小結這次關于鏈式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計