带式传送机减速器的高级齿轮传动设计.doc

论文目录摘要2正文3 一、传动方案拟定3 二、电动机的选择3 三、计算齿轮总传动比及分配各级的传动比4 四、运动参数及动力参数计算4 五、传动零件和齿轮的设计计算5 六、轴的设计计算9 七、滚动轴承的选择及校核计算13 八、键联接的选择及计算15谢辞16参考文献16附件18摘要齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表。关键词：键 轴 啮合 直齿圆柱齿轮 减速器abstractgear is the application of a wide range of important and special form of a mechanical transmission, which can be used to the arbitrary axis in the space between the movement and power transmission, gear device is gradually to the small, high-speed, low noise, high reliability hardened and technical direction of transmission gear is smooth and reliable, high transmission efficiency (generally above 94% can be achieved, the higher the accuracy of cylindrical gear can be achieved 99%), a wide range of power transmission (gear can be instrument micro power transmission to large-scale power plant tens of thousands of kilowatts of power transmission) wide speed range (the circumferential speed gear from 0.1 m / s to 200 m / s or higher, speed can be an r / min to 20000 r / min or higher ), compact structure, the advantages of easy maintenance. therefore, in the machinery and equipment and instrumentation.key word：key shaft smesh spur gear reducer带式传送机减速器的高级齿轮传动设计的优点1.承载能力高，尺寸紧凑。2.传动效率高，一对润滑加工良好的圆柱齿轮传动，效率可达99%。3.使用寿命长，可靠性高。4.理论上可以保持瞬时传动比恒定。5.适用范围广，传递功率和圆周速度范围很大。正文一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（一）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（二）原始数据：滚筒圆周力f=1000n；带速v=2.0m/s；滚筒直径d=500mm；滚筒长度l=500mm。二、电动机选择（一）电动机类型的选择： y系列三相异步电动机（二）电动机功率选择：1传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.852电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=10002/10000.8412=2.4kw（三）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010002.0/50=76.43r/min 按手册p7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=iann筒=（624）76.43=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书p15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。（四）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y132s-6。其主要性能：额定功率：3kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比（一）总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57（二）分配各级传动比1.据指导书p7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）2i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参数及动力参数计算（一）计算各轴转速（r/min）ni=n电机=960r/min，nii=ni/i带=960/2.095=458.2(r/min)niii=nii/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)（二）计算各轴的功率（kw）pi=p工作=2.4kw，pii=pi带=2.40.96=2.304kwpiii=pii轴承齿轮=2.3040.980.96 =2.168kw（三）计算各轴扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551062.4/960=23875nmmtii=9.55106pii/nii=9.551062.304/458.2=48020.9nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551062.168/76.4 =271000nmm五、传动零件和齿轮的设计计算（一）皮带轮传动的设计计算1选择普通v带截型由课本p83表5-9得：ka=1.2，pc=kap=1.23=3.9kw由课本p82图5-10得：选用a型v带2确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为：75100mm则取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由课本p74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（适用）5确定带的根数根据课本p78表（5-5）p1=0.95kw根据课本p79表（5-6）p1=0.11kw根据课本p81表（5-7）k=0.96根据课本p81表（5-8）kl=0.96由课本p83式（5-12）得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.996计算轴上压力由课本p70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n则作用在轴承的压力fq，由课本p87式（5-19）fq=2zf0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7n（二）齿轮传动的设计计算 1选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；根据课本p139表6-12选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m 2按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 ，由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=620=120，实际传动比i0=120/2=60，传动比误差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6，由课本p138表6-10取d=0.93转矩t1t1=9.55106p/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8nmm4载荷系数k 由课本p128表6-7取k=15许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本p134图6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由课本p133式6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=nl1/i=1.28109/6=2.14108由课本p135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：znt1=0.92 znt2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm根据课本p107表6-1取标准模数：m=2.5mm6校核齿根弯曲疲劳强度根据课本p132（6-48）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=2.520mm=50mm，d2=mz2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm，取b=45mm b1=50mm7齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=20,z2=120由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 8许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由课本图6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由图6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9试验齿轮的应力修正系数yst=2按一般可靠度选取安全系数sf=1.25 计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =21020.9/1.25mpa=302.4mpa将求得的各参数代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55mpa=77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83mpa=11.6mpa f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够9计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm10计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、轴的设计计算 输入轴的设计计算（一）按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs，根据课本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=115，d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm（二）轴的结构设计1轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定2确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取l1=50mm h=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+221.5=28mm d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直径d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm，因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm 段直径d5=30mm. 长度l5=19mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm3按弯矩复合强度计算(1)求分度圆直径：已知d1=50mm(2)求转矩：已知t2=50021.8nmm(3)求圆周力：ft根据课本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n(4)求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=fttan=1000.436tan200=364.1n(5)因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=50mma轴承支反力：fay=fby=fr/2=182.05nfaz=fbz=ft/2=500.2n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=182.0550=9.1nm截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=500.250=25nmmc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6nm转矩：t=9.55（p2/n2）106=48nm转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=26.62+(148)21/2=54.88nmg.校核危险截面c的强度由式（6-3）e=mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5mpa -1b=60mpa该轴强度足够。 输出轴的设计计算(一)按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255hbs），根据课本p235页式（10-2），表（10-2）取c=115，dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm，取d=35mm（二）轴的结构设计1轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。2确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。3按弯扭复合强度计算（1） 求分度圆直径：已知d2=300mm（2）求转矩：已知t3=271nm（3）求圆周力ft：根据课本p127（6-34）式得ft=2t3/d2=2271103/300=1806.7n（4）求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=fttan=1806.70.36379=657.2n（5）两轴承对称la=lb=49mm(6)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfaz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n4由两边对称，书籍截c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=328.649=16.1nm 5截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm6计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1nm7计算当量弯矩：根据课本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06nm8校核危险截面c的强度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36mpa-1b=60mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时（一）计算输入轴承1已知n=458.2r/min，两轴承径向反力：fr1=fr2=500.2n，初先两轴承为角接触球轴承7206ac型，根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力，fs=0.63fr，fs1=fs2=0.63fr1=315.1n2 fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n 3求系数x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63 fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根据课本p263表（11-8）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h预期寿命足够（二）、计算输出轴承 1已知n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n，试选7207ac型角接触球轴承，根据课本p265表（11-12）得fs=0.063fr,则fs1=fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n 2计算轴向载荷fa1、fa2fs1+fa=fs2