运输机的传动装置-减速器设计方案计算说明书

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目设计运输机的传动装置 机电系数控专业12级3班学生姓名完成日期指导教师13 / 14个人收集整理资料， 仅供交流学习， 勿作商业用途机械设计课程任务书设计人 院系） 数控 专业班级） 12级数控3班 学号设计题目 设计运输机的传动装置 题号 A8 原始数据：一、 设计一个用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：2、工作条件：输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动，滚筒效率为0.96，输送带工作速度允许误差为5%；每年按300个工作日计算，两班制工作，使用期限为10年，大修期4年，在专门工厂小批量生产。3、原始数据：运输机卷筒拉力N）运输带速度m/s）卷筒直径mm）带速允许偏差%）使用年限年）工作制度班/日）40001.640051014、设计内容： 1）、电动机的选择与参数计算 2）、V带的实际计算 3）、齿轮传动设计计算 4）、轴的设计 5）、滚动轴承的选择 6）、键和联轴器的选择与校核 7）、装配图、零件图的绘制 8）、设计计算说明书的编写5、设计任务： 1）减速器总装配工作图1张A0或A1图纸）。 2）零件工作图25张传动零件如低速轴，低速齿轮，箱体等，根据设计方法由教师决定。A2或A3图纸）。3）设计说明书1份约60008000字）设计说明书设 计 计 算 与 说 明主 要 结 果一电动机的选择及运动参数的计算一） 电动机的选择1.确定皮带运输机所需的功率 =FV/1000w=6.4kW2.电机所需工作功率 PdPd=Pw/ 由电动机至运输带的传动总效率公式为：=1223 查表2.2得1=0.96 2=0.98 3=0.97=122345=0.96=0.85 所以 Pd=Pw/=6400/0.85=7.53kW3. 确定发动机的转速 卷筒轴工作转速为 n =601000v）/D）=(6010001.6/(400=76.4 r/min 按表2.1推荐的传动比合理范围，初取V带传动的传动比i1=24,齿轮传动i2=36， 责总传动比合理范围为: i=i1i2=624。 电动机转速的合理范围为:in=(62476.4=4581833r/min 查表10.选择电动机型号：Y160L-6型号额定功率kW满载转矩r/min电流380V）/A额定转矩最大转矩Y160L-6119702.02.02.0二传动比设计1. 计算总传动比： i=n/n1=970/76.4=12.72.分配传动装置的传动比： i=i1ij 式中i1，ij分别为V带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不至于过大， 初取i1=2.8,则减速器的传动比为：ij=ij/i1=12.7/2.8=4.543. 传动装置的运动和动力参数 1）各轴的功率： ：P1=Pd1=7.530.96=7.23kW ：P2=P123=7.230.980.99=6.87kW ：P3=P224=6.67kW 2）各轴的转速：n1=n1/i1=970/2.8=346.43r/min：n2=n1/ij=346.43/4.54=76.31r/min ：n3=n2=76.31r/min3）各轴转矩： 根据电动机的转矩T=9550Pd/n Nm），得各轴的转矩为：T1=Tdi11=74.132.80.96=1.9926Nm ：T2=T1ij23=199.264.540.980.97=859.95Nm：T3=T224=859.950.980.99=834.32Nm轴名功率PkW转矩TNm转速r/min传动比i电机7.539702.84.54轴7.32199.26346.43轴6.87859.9576.31三V带的选择和参数计算1.计算功率Pc Pc=KAP=111.1=12.1kWKA查表10-8）2. 选择带型据Pc=12.1kW和n1=970r/min由图10-12选取3. 确定带轮基准直径 由表10-9确定dd1dd2=idd11 - ）=2.81001 - 0.02）=274mm查表10-9取标准值280mm4. 验算带速v=dd1n1）/(601000=(200970/60000=10.16m/s5. 验算带长 初定中心距a0=500mmLd0=2a0+dd1+dd2）/2+dd2-dd1）2/2=2500+(200+280/2+(280-2002/4600mm=1756.7mm 查表10-2，取相近值的Ld=1800mm6.确定中心距 aa0+Ld-Ld0）/2 =500+(1800-1756.7/2mm =522mm amin=a-0.015Ld=(522-0.0151800mm=495mm amax=a+0.03Ld=(522-0.031800mm=576mm7. 验算小带轮包角 1=180-57.3(dd2-dd1/a=180-57.3(280-200/522=171.28.单根V带传递的额定功率 据dd1和n1查图10-11得 P1=4.1kW9. i1时，单根V带的额定功率增量据带型及i查表10-5得 P1=0.35kW10.确定带的根数查表10-6 K=0.98 查表 10-7 Kl=0.95 Z=Pc/(P1+P1KKl =12.1/(4.1+0.350.980.95 =2.9211.单根V带的初拉力 查表10-1q=0.17kg/m F0=500(2.5/K-1(Pc/Zv+qv2=325.4N12.作用在轴上的力 FQ=2ZF0sin(1/2=23325.4sin(171.2/2=1946.71N4 齿轮的选择和参数计算1.选择材料与热处理方式 所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表6-7，选用价格便宜便与制造的材料；小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBW,硬度差45HB较合适。2. 选择精度等级 运输机是一般机械，速度不高，故选择8级精度3.按吃面接触疲劳强度设计 本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度计算设计d13(671/H2(KT1u1/du4. 确定一般参数 1）载荷因数K。圆周速度不大，精度不高，齿轮关于轴承对称布置，按表6-9取K=1.2 2）转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551067.23）/76.31=199308.67N 3）接触疲劳许用应力 H=(ZNHmin/SHmin由图6-36查得：Hlim1=610MPa,Hlim2=500MPa；接触疲劳寿命系数ZN：按一年300工作日，每班8h计算，由公式N=60njth得N1=60346.43103008=5.0108N2=N1/i=5.0108/4.54=1.1108由图6-36查得： ZN1=1.05 ZN2=1.11 N1N0 N0=109） 按一般可靠性要求，取SHmin=1 H1=ZN1Hmin1/SHmin=640.5MPa H2=ZN2Hmin2/SHmin=555MPa 4）计算小齿轮分度圆直径d1。由表6-11，取=1.1 d13(671/H2(KT1u1/d u=65.48mm 取d1=70mm 5）计算圆周速度v v=n1d1）/60000=(3.14346.4370/60000=1.27m/s4.确实主要参数，计算主要几尺寸 1）齿数 取z1=30，则z2=z1i=304.54=136 2）模数m m=d1/z1=70/30=2.3 取m=2.5 3）分度圆直径 d1=z1m=302.5=75mm d2=z2m=1362.5=340mm 4）中心距 a=d1+d2）/2=207.5mm 5）齿宽 b=dd1=1.175=83mm 取 b2=83mm，b1=b2+5=88mm。5. 校核弯曲疲劳强度。bb=2KT1YFS/bmd1bb 1）复合齿形因数YFS由图6-39得：YFS1=4.01，YFS2=3.95 2）弯曲疲劳许用应力bbbb=bblimYN/SFmin由图6-40得弯曲疲劳极限应力bblim：bblim1=490MPa，bblim2=410MPa 由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1N1N0 N0=3106）, YN2=1N2N0 N0=3106） 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性，取SFmin=1 计算得弯曲疲劳许应用力为bb1=bblim1YN1/SFmin=490MPabb2=bblim2YN2/SFmin=410MPa 3）校核计算bb1=2KT1YFS1/b1md1=116.25MPabb1bb2=2KT1YFS2/b2md1=121.41MPabb2 弯曲疲劳强度足够，设计合理。五减速器轴的选择和参数计算轴）1.选择轴的材料，确定许用应力 选用轴的材料为45钢，调制处理，查表12-1可知b=650MPa，s=360MPa,查表12-6可知+ 1=215MPa，0bb=102MPa，- 1=60MPa2.按扭转强度强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴。最小直径为dC 3(P/n 查表12-5可得，45钢取C=118，则d118 3(7.32/346.43）=32.62mm 考虑键槽的和联轴器的影响和孔径系列标准，取d=38mm3.齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩为T=9.55106P/n1=9.551067.32）/346.43=2.0105N 齿轮作用力： 圆周力 Ft=2T/d=5333.3N 径向力 Fr=Fttann=1941.1N4.轴的结构设计 轴结构设计时，需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件的固定方式。 1）确定轴上零件的位置及固定方式。 单级齿轮减速器，将齿轮布置在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边，周外伸安装V带带轮。 齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定；两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向固定；V带带轮靠轴肩，平键和过盈配合和轴端挡圈分别实现周向固定和轴向固定 2）确定各段轴的直径。 将估算轴径轴径d=38mm作为外伸直径d1，与V带带轮配合，考虑V带带轮用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=45mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑拆装方便及零件固定的要求，装轴承处径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取d3=50mm。为便于齿轮拆装，与齿轮配合处周径d4应大于d3，取d4=53mm。齿轮左端用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定。右端轴承型号与左端轴承相同，去d6=50mm 3）选取轴承型号。初选轴承型号为深沟球轴承，代号6310.查手册可得。：轴承宽度B=27mm，安装尺寸D1=60mm，故轴环直径d5=60mm 4）确定各段长度 综合考虑轴上零件尺寸和减速器箱体尺寸，确定各段轴长。5.校核轴的强度水平面支反力FRBX=FRDX=(1/2Ft=(1/25333.3N=2666.7N 水平面弯矩MCH=FRBX70.5=196002.5Nmm 垂直面支反力由静力学平衡方程得f=0 Fr=FRBZ+FRDZ FRBZ=970.6N m=0 Fa147-Fr73.5+FRDZ147=0 FRDZ = -970.6N(方向向下） 垂直面弯矩 M- cv=FRBZ68.5=29468.5=71339.1N.mm M+cv= -FRDZ68.5= -71339.1N.mm 合成弯矩 Mc-=M2CH+M2CV-）=196002.5271339.12）=208581.5N.mm Mc+=M2CH+M2CV+）=196002.5271339.12）=208581.5N.mm 计算当量弯矩Me。转矩按脉冲循环考虑，应力折合系数为= - 1bb / 0bb = 60/1020.59 C剖面最大当量弯矩为 M-ce= Mc-）2+T）2 =208581.8N.mm 校核轴颈 由当量弯矩可知，C剖面上当量弯矩最大，最危险截面，校核该截面直径 dc= 3 M-ce /0.1 - 1b）=32.6mm 考虑键槽在截面上影响，直径加3% dc=1.0327=34mm 结构设计确定直径为53mm，强度足够.轴）1.选择轴的材料，确定许用应力 选用轴的材料为45钢，调制处理，查表12-1可知b=650MPa，s=360MPa,查表12-6可知+ 1=215MPa，0bb=102MPa，- 1=60MPa2.按扭转强度强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴。最小直径为dC 3(P/n 查表12-5可得，45钢取C=118，则d118 3(6.87/76.31）=52.88mm 考虑键槽的和联轴器的影响和孔径系列标准，取d=55mm3.齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩为T=9.55106P/n1=9.551066.87）/76.31=8.6105N 齿轮作用力： 圆周力 Ft=2T/d=5057.4N 径向力 Fr=Fttann=1840.8N 4.轴的结构设计 轴结构设计时，需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件的固定方式。 1）联轴器的选取。可采用弹性柱销联轴器，查设计手册可得规格为HL4联轴器 55112 GB/T 5014-85 2）确定轴上零件的位置及固定方式。 单级齿轮减速器，将齿轮布置在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边，周外伸安装联轴器。 齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定；两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向固定；联轴器靠轴肩，平键和过盈配合分别实现周向固定和轴向固定 3）确定各段轴的直径。 将估算轴径轴径d=55mm作为外伸直径d1，与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=62mm。齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑拆装方便及零件固定的要求，装轴承处径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取d3=65mm。为便于齿轮拆装，与齿轮配合处周径d4应大于d3，取d4=68mm。齿轮左端用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定。右端轴承型号与左端轴承相同，去d6=65cmm 4）选取轴承型号。初选轴承型号为深沟球轴承，代号6313.查手册可得。：轴承宽度B=33mm，安装尺寸D1=77mm，故轴环直径d5=77 mm 5）确定各段长度 综合考虑轴上零件尺寸和减速器箱体尺寸，确定各段轴长。5.校核轴的强度水平面支反力FRBX=FRDX=(1/2Ft=(1/25057.4N=2528.7N 水平面弯矩MCH=FRBX78.5=198502.95N.mm 垂直面支反力由静力学平衡方程得f=0 Fr=FRBZ+FRDZ FRBZ=920.4N m=0 Fa157-Fr78.5+FRDZ157=0 FRDZ = -920.4N(方向向下） 垂直面弯矩 M- cv=FRBZ78.5=920.478.5=72251.4N.mm M+cv= -FRDZ78.5= 72251.4N.mm 合成弯矩 Mc-=M2CH+M2CV-）=198502.952+72251.42）=211243.2N.mm Mc+=M2CH+M2CV+）=198502.952+72251.42）=211243.2N.mm 计算当量弯矩Me。转矩按脉冲循环考虑，应力折合系数为= - 1bb / 0bb = 60/1020.59 C剖面最大当量弯矩为 M-ce= Mc-）2+T）2 =549616.6N.mm 校核轴颈 由当量弯矩可知，C剖面上当量弯矩最大，最危险截面，校核该截面直径 dc= 3 M-ce /0.1 - 1b）=45mm 考虑键槽在截面上影响，直径加3% dc=1.0345=47mm 结构设计确定直径为68mm，强度足够.=6.4kWPd = 7.53kWn = 76.4r/min电动机型号：Y160L-6i1=2.8ij=4.54KA=1.1Pc=12.1kWB型dd1=200dd2=280因为5m/sv25m/s故符合要求Ld=1800mma=522mm因1120故符合要求P1=4.1kWP1=0.35kW取Z=3F0=325.4NFQ=1946.71N