皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书.doc

皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书一、设计任务书题目：皮带输送机两级齿轮减速传动装置工作条件和技术要求： 输送机单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8 小时，使用年限为10年。技术数据： 传送带拽引力 2000N传送带运行速度 0.80m/s 传送带鼓轮直径 200mm方案的草图： 1，带传动的效率;2，轴承的效率; 3，齿轮传动效率;4，联轴器的传动效率;5，鼓轮上的传动效率。二、传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机之间用联轴器传动，我们需要设计的是二级减速箱，按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。设计说明如下，设计方案图在附件中。三、电动机的选择1、电机类型和结构型式。根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。2、 传动总效率 工作机卷筒轴转速为n= =6010000.80/（3.14200） =76r/min卷筒所需功率P=F v/1000=20000.80/1000=1.60kw传动装置的总效率=42取V带的效率=0.96 取滚子轴承的效率=0.98 直齿圆柱齿轮的传动效率=0.97 （选用8级精度的一般齿轮）齿轮联轴器的效率=0.99鼓轮上的卷筒传动效率=0.96总效率=0.950.9840.9720.990.96=0.7923、确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，带传动传动比i1 =24，二级圆柱齿轮减速器传动比i2 =840 ， 则两级传动中的总传动比为：=i1 i2 =16160电动机转速的可选范围为=（16160）x76=（121612160）r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min两种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量和价格等因素，选用同步转速为1500r/min的电动机。4、确定电动机型号电动机的输出功率P=P/=1.6/0.792=2.02 Kw由已有的标准的电机以及结合实际分析，选择的电机的额定功率 P=2.2Kw按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机具体规格如下：类型额定功率（Kw）电动机同步转速（r/min）满载转速（r/min）V带传动比Y100L1-42.2150014202四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为=1420/76=18.682）分配各级传动比取V带传动的传动比为i=2；为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.4i； 所以由= i ii得i=3.62; i=2.58 n0=1420r/min; n1=n0/ i=1420/2=710r/min n = n/ i=710/3.62=196.1r/min ;n = n/ i =196.1/2.58=76 r/min ;3)各轴输入功率P= P =2.02Kw;P = P=2.020.96=1.94 Kw ;P = P=1.940.980.97=1.84 Kw ;P = P=1.840.980.97=1.75 Kw ;4)各轴输入转矩T= 9.55106 P/ n=9.551062.02/1420=1.36104 Nmm ; T= 9.55106 P/ n =9.551061.94/710=2.61104 Nmm ;T=9.55106 P/ n =9.551061.84/196.1=8.96104 Nmm ;T =9.55106 P/ n =9.551061.75/76=2.20105Nmm ;卷筒轴T卷=T3=2.201050.980.96=2.07105Nmm轴名功率P/KW转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)传动比i电机轴2.021.3610414202第一轴1.942.611047102第二轴1.848.96104196.13.62第三轴1.752.20105762.58卷筒轴1.752.07105761五、传动零件的设计计算V带的设计1、确定计算功率Pc由表8-7查得工作情况系数K=1.2 故Pc= KP=1.22.2=2.64Kw2、选择V带的带型根据Pc及n=1420r/min 由图8-11(机械设计书)选用A型带3、确定带轮的基准直径d并验算带速1）初选小带轮的基准直径dd1.由表86和表88，取带轮的基准直径d=100mm。2）验算带速V： V=3.141001420601000m/s=7.435m/s由于5m/sv90 符合要求6、计算带的根数Z1）计算单根带的额定功率P由d=100mm和n=1420r/min 查表84a得P=1.30KW根据1420r/min ,i =2 和A型带等条件，插值法查表84b得P0.167KW 。 查表85得k=0.96,查82得K=0.93于是：P=（P+P）k K=（1.30+0.167）0.960.93kw=1.31kw2） z=2.64/1.312.02所以选用2根V带7、计算单根V带的初拉力的最小值（F）由表83得A型V带的单位长度质量q=0.1kg/m所以 （F）= =100.5N应使带实际初拉力F01.5（F）=150.7N8、计算压轴力：(F)=2z（F）sin=597.84N9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n= 1420 r/min选择小带轮的材料为铸钢； 由d=100mm300mm,结合轴选择小带轮的结构形式为腹板式。 2）大带轮的结构设计 由 n=710 r/min 选择大带轮的材料为HT150；d=180mm300mm，所以选腹板式带轮。齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮2）材料选择。查表10-1,小齿轮选用40Cr钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS 3) 试选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮的齿数Z2=Z1i23.6224=86.88，取Z2=872、按齿面接触强度设计设计公式如下：d2.32（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt1.32）小齿轮的输入转矩为 T1=2.61104Nmm3）由表107选取尺宽系数14)由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa 5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限650MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa； 6）由式1013计算应力循环次数N160nIjLh607101（2836010）2.4510hN2N1/i22.4510/3.62=6.7710h 7）由图1019查得接触疲劳寿命系数K0.89；K0.92 8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d(带入中较小者带入公式计算)d2.32=2.32（3）计算圆周速度v=（4）计算齿宽b及模数mb=d=142.4=42.4mmm=h=2.25 m=2.251.77mm=3.98mmb/h=（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由表10-2取K=1.0;根据v=1.60 m/s,8级精度，由图108查得动载系数K=1.12；由表104插值法查得K=1.452;由图1013查得K =1.34;由表103查得K =K =1故载荷系数K= K K K K=1.01.1211.452=1.626(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1= d1t=42.4=45.68mm计算模数mm = d1/ Z1=45.68/24mm=1.90mm3.按齿根弯曲强度设计计算公式如下： m(1)确定计算参数 1)计算载荷系数K=KKKK =1.01.1211.34=1.52）由图1020c得 =500Mpa =380Mpa3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数 K=0.83 K=0.854)查取齿型系数由表105查得Y=2.65；Y=2.2065)查取应力校正系数由表105查得Y=1.58；Y=1.786)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4= K/S=0.83500/1.4MPa=296.43MPa= K/S=3800.85/1.4MPa=230.71MPa7)计算大、小齿轮的并加以比较=2.651.58296.43=0.014=2.2061.78230.71=0.017 大齿轮的数值大。(2)设计计算对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。取m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=45.72mm则有Z1= d1/m=45.72/2=22.86 取Z1=23 则 Z2=i2Z=3.6223=83.26取Z2=84这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算1）、计算中心距a=( Z1+ Z2)m/2=(23+84)2/2=107mm2）、计算大、小齿轮的分度圆直径d1=m Z1=223mm=46mmd2=m Z2=284mm=168mm3）、计算齿轮宽度b= d1 =146mm=46mm圆整后取B2=45mm，B1=50mm(二)低速级齿轮传动的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮（GB 1009588）2）材料选择。查表10-1,小齿轮选用40Cr钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS3）试选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z2i3Z1=2.5824=61.92，则 取 Z262.2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算计算公式如下：dt22.32 1）确定公式内的各计算数值1）试选K1.32）小齿轮传递的转矩T2=8.96104Nmm3)由表107选取尺宽系数14)由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa；6）由式1013计算应力循环次数N160 nj Lh60196.11（2836010）=6.78108hN2N1/i36.7810/2.58=2.6310h 7）由图1019查得接触疲劳寿命系数K0.92；K0.958）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）试算小齿轮分度圆直径 ddt22.32 =2.32（3）计算圆周速度v=（4）计算齿宽b及模数mb=dt1=164.34=64.34mmm=h=2.25 m=2.252.68=6.03mmb/h=64.34/6.03=10.67（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由表10-2取K=1.0,根据v=0.66m/s,8级精度，由图108查得动载系数K=1.05；由表104插值法查得K=1.456由图1013查得K =1.32由表103查得K = K =1故载荷系数K= K K K K=1.01.0511.456=1.53 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d2= dt2=64.34mm计算模数m3.按齿根弯曲强度设计计算公式如下： m(1)确定计算参数 1)计算载荷系数K=KKKK =1.01.0511.32=1.3862）由图1020c得 =500Mpa =380Mpa3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数 K=0.85 K=0.904)查取齿型系数由表105查得Y=2.65；Y=2.275)查取应力校正系数由表105查得Y=1.58；Y=1.736)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.47)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大 计算时将大齿轮的数值带入计算。(2)设计计算m对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则取m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=73.01mm于是Z1= d1/m=64.34/232.17 取Z1= 33 Z2=i3Z1=2.583385.14 取Z2=864.几何尺寸计算1）、计算中心距a=( Z1+ Z2)m/2=(33+86)2/2=119mm2）、计算大、小齿轮的分度圆直径d1=m Z1=233=66mmd2=m Z2=286=172mm 3）、计算齿轮宽度b= d1 =166=66mm圆整后取B2=65mm，B1=70mm六、滚动轴承的选择 由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用外圈无挡边的圆柱滚子轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。第一轴和第二轴选用N206E，第三轴选用N210E系列七、联轴器的选择 联轴器的计算转矩TCa=KAT，考虑转矩变化小，有机械设计参考书表14-1查得KA=1.5 则：TCa=KAT=1.52.2105=3.3105 N.mm=330N.m 查课程设计指导书表13.1 选用LH型弹性柱销联轴器LH3,公称转矩为630N.m,转速为5000r/min.取轴孔直径为d1=38mm,轴孔长度喂82mm的Y型联轴器八、轴的设计计算输入轴（轴）：1 找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=1.94Kw n=710r/min T=2.61104 Nmm 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取C的值为110由此确定最小轴的直径d0 由于在I轴上有两个键槽，则轴径应增大7% 即是 d107%d0=16.46mm 然后将轴径圆整为标准轴径 故选d=20mm2. 求作用在齿轮上的受力Ft=NFr= =474.98N（=20）3. 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案，如下从左往右 （1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:dl=2042mm，即直径为20mm，长度为42mm。 （2）第二段左端轴肩用于对带轮进行轴向固定，轴右边安装有用于对滚子轴承定位的端盖，取直径为25mm，长度为80mm。 （3）第三段用于安装滚子轴承和阶梯套筒，取内径为30mm,长度为26mm (4) 第五段右端轴肩用于齿轮轴向定位，取直径为44mm,长度5mm （5） 第六段用于安装齿轮，取直径为40mm 长度为47mm (6) 第七段用于安装滚子轴承，取直径为30mm,长度26mm。并在右端用透盖固定。4 载荷分析将带轮的压轴力F看作水平。（1）弯矩 在水平面内 其中 则 Ft=1305N 求得支反力=3955.4N =2402N水平面内最大的弯矩在B断面内，M=41841在铅垂面内 Fr=474.98N 求得支反力=-305.02N =780N 铅垂面内最大的弯矩在B断面内， M=74432 经两弯矩合成，最大的弯矩在B断面内，其值为880142）校核轴的强度 轴的危险截面在B截面，求其当量弯矩 =由于转矩T产生的切应力为脉动循环变应力，取=0.6则 =60 MPa故I轴是安全的中间轴（轴）1.找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=1.84Kw n=196.1r/min T=8.96104N.mm选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2，取A0的值为110由此确定最小轴的直径d1 选d=30mm由于在轴上有两个键槽，则轴径应增大7% 即是 d107%d1=24.8mm 然后将轴径圆整为标准轴径 故选d=30mm1 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案，如下 从左往右（1）、第一段轴用于安装滚子轴承,取直径为30mm，长度为38.5mm。用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，（2）、第二段为安装二级传动小齿轮，直径为38mm，长度为67mm 。（3）、第三段轴轴肩，对左右两个齿轮进行轴向定位 直径为45 mm，长度为8 mm。（4）、第四段轴轴肩，安装一级传动大齿轮，直径为38mm，长度为42mm 。（5）、第五段轴用于安装滚子轴承，取直径为30mm，长度为43mm。输出轴（轴）1、 求轴上的功率P=1.75kw n=76r/min T=2.2105 N.mm2、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为为45钢，调质处理。根据表16.2，取A0的值为110，于是d2 由于在轴上有两个键槽，则轴径应增大7% 即是 d107%d2=33.49mm 然后将轴径圆整为标准轴径 选d=50输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3、轴的结构设计从左往右：（1）第一段轴用于安装滚子轴承，取直径为50mm，长度为45mm，（2）第二段轴用于安装第二级传动大齿轮，取直径为54mm，长度为62mm。（3）第三段左端轴肩用于齿轮轴向定位，直径为60mm，长度为8mm。(4) 第四段有段轴肩用于轴承套筒定位, 直径