输送带传动机构(二级圆柱齿轮减速器)说明书

山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 1 1 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 题目 设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一 总体布置简图 二 工作情况 单向运转 有轻微振动 经常满载空载启动 单班制工作 使用年限 5 年 输送带速度允许误差为 5 三 原始数据 输送带拉力 F N 1800 输送带速度 V m s 1 1 滚筒的直径 D mm 350 四 设计内容 1 电动机的选择与运动参数计算 2 直齿轮传动设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和连轴器的选择与校核 6 装配图 零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 减速器总装配图一张 2 齿轮 轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 设计进度 1 第一阶段 总体计算和传动件参数计算 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 2 2 第二阶段 轴与轴系零件的设计 3 第三阶段 轴 轴承 联轴器 键的校核及草图绘制 4 第四阶段 装配图 零件图的绘制及计算说明书的编写 2 传动方案的拟定及说明传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为 展开式二级圆柱齿轮减速器 本传动机构的特点是 减速器横向尺寸较小 两大吃论浸油深度可以 大致相同 结构较复杂 轴向尺寸小 3 电动机的选择电动机的选择 1 电动机类型和结构的选择 电动机类型和结构的选择 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异 步电动机 2 电动机容量的选择 电动机容量的选择 1 工作机所需功率 Pw Pw 2 02kW 其中 平带传动的效率 0 98 2 电动机的输出功率 Po Pw 由 1 P134 表 10 1 查得联轴器效率 0 99 一对齿轮传动效率 0 97 一对滚动轴承效率 0 99 因此 0 9 Po 2 24kW 3 电动机转速的选择 Pm 1 1 3 Po 2 24 2 912 kW Nw 60Vw d 60 05 r min 根据 1 P13 表 3 2 确定单级圆柱齿轮传动比 i 3 5 则总传动比的范围 i 9 25 电动机的转速范围应为 n 540 45 1501 25 r min 初选为同步转速为 1000 r min 的电动机 4 电动机型号的确定 电动机型号的确定 结结 果 果 Pw 2 02kW Pm 3 kW Y132S 6 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 3 综合考虑电动机和传动装置的情况后 根据 1 P223 表 10 110 确定电 动机的型号为 Y132S 6 额定功率为 3kW 满载转速 960r min 基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1 计算总传动比 由电动机的满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应 有的总传动比为 i nm nw 960 60 57 15 99 2 合理分配各级传动比 I1 4 559 I2 3 507 各轴转速 输入功率 输入转矩 轴 名 参 数 电动机轴I 轴II 轴III 轴滚筒轴 转速 r min 960960210 5760 0460 04 功率 kW 32 972 852 742 69 转矩 N m 29 8429 55129 26435 83427 87 传动比 i14 5593 5071 效率0 990 960 960 98 nm960r min 结结 果 果 I 15 99 I1 4 559 I2 3 507 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 4 4 传动件设计计算传动件设计计算 1 选定齿轮传动类型 精度等级 材料及齿数热处理方式 确定许 用应力 1 直齿圆柱齿轮传动 2 材料及热处理 选择小齿轮材料为 45 正火 硬度为 210HBS 大齿轮材料为 45 正火 硬度为 200HBS 二者材料硬度差为 10HBS 2 精度等级选用 8 级精度 3 试选小齿轮齿数 z1 24 大齿轮齿数 z2 85 的 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 按 2 P130 式 7 37 试算 即 3 2 1 1 12 H HE d ZZZ u uKT d 1 确定公式内的各计算数值 2 由图 7 31 选取区域系数 ZH 2 5 3 由表 7 13 选取尺宽系数 d 0 7 5 由表 7 11 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8Mpa 4 计算重合度 1 88 3 2 1 z1 1 z2 1 723 487 0 3 4 a Z 6 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限 Hlim2 550MPa 9 计算接触疲劳许用应力 结结 果 果 H 1 600MPa H 2 550MPa 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 5 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 H 1 600MPa H 2 550MPa 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 do 79 637 80mm 2 计算圆周速度 V 0 88m s 3 计算齿宽 b 及模数 m b ddo 0 7 80mm 56mm 经圆整 b 55 mm m 3 32 经圆整 m 3 5 h 2 25m 2 25 3 mm 6 75 mm 5 计算载荷系数 K 已知载荷有轻微振动 所以取 KA 1 25 2 P129 表 7 10 根据 v 0 88 m s 8 级精度 由 2 P128 图 7 28 查得动载系数 KV 1 2 由表 10 4 查的 KH 的计算公式和直齿轮的相同 故 K 1 19 由 2 图 7 30 查得 K 1 19 由 2 图 7 29 查得 K 1 25 故载荷系数 K KAKVK K 1 25 1 2 1 25 1 19 2 23 6 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1 84 mm 3 按齿根弯曲强度设计 2 P131 式 7 39 FFS m F YY bd KT 1 1 2 F1 108 85 210 F2 103 210 满足强度要求 4 几何尺寸计算 1 计算中心距 V 0 88m s 合合 适适 b 55 mm m 3 5 h 6 75 mm 结结 果 果 F1 108 85 210 F2 103 210 满足强度要求 z1 24 z2 85 a 190 75 mm B1 60mm B2 55mm 高速齿轮的几 何尺寸 z1 24 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 6 z1 24 z2 85 a 190 75 mm B1 60mm B2 55mm 同理可得 高速齿轮的几何尺寸 z1 24 z2 110 m 2 a 134 mm B1 40 mm B2 35 mm 5 结构设计 以大齿轮为例 因齿轮齿顶圆直径大于 160mm 而又小于 500mm 故以选用腹板式为宜 其他有关尺寸参看大齿轮零件图 5 轴的设计计算轴的设计计算 II 轴 轴 1 初步确定轴的最小直径 d 26 2mm 2 求作用在齿轮上的受力 Ft1 1174 9N Fr1 427 6N Ft2 3077N z2 110 m 2 a 134mm B1 40mm B2 35 mm 结结 果 果 Ft1 1174 9N Fr1 427 6N Ft2 3077N Fr2 1120N d1 d7 30 mm d3 35 5mm d5 40mm 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 7 Fr2 1120N 3 轴的结构设计 1 径向尺寸 d1 d7处与轴承内径相配合 为便于轴承安装 故取 d1 d7 30 mm 选定轴承型号为 6306 1 P167 表 10 35 d3 d5处与齿轮孔径相 结合 为了便装配 按标准直径系列 2 P280 表 14 6 取 d3 33 5mm d5 40mm d4处为轴环 起定位作用 取 d4 46mm d2 d6 处安装套筒 以固定齿轮和轴承 2 轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度 略小于其轮毂宽度 大 小齿轮的轮 毂宽度均为 B 1 2 1 5 30 取 B 40 mm 取轴段为 L3 48 L5 43 mm 与轴承相配合的轴段 L1 L7 轴承宽度为 19 mm 取挡油板为 5 mm 则 L1 L7 19 mm 其他轴段长度与轴间配合 有关 取 L2 30 mm L6 10 mm 4 求轴上的载荷 FH 503 N FV 2244 N 5 求弯矩 大齿轮所在截面所受的水平弯矩等于 MH 112 5x503 56587 5N mm 大齿轮所在截面所受的垂直弯矩等于 MV 112 5x2244 252450 N mm 合成弯矩 258714 N mm 2 P283 22 VH MMM 因为单相运转 转矩为脉动循环 0 6 T 0 6x129243 77545 8 N mm 当量弯矩 270085 7 N mm 2 2 TMM 由 2 P280 式 14 4 可知 da 31 42 mm dm 36 62 mm 考虑键槽 da 105 x31 42 32 99 33 5 mm dm 105 x36 62 38 451 40 mm 强度满足 轴承的校核 P1 2087 7 N P2 2251 98 N 因为 P1 P2 取较大值 P2 查 2 P252 表 13 15 d4 46 mm L3 48mm L5 43 mm L1 L7 19 mm L2 30 mm L6 10 mm FH 503 N FV 2244 N 结结 果 果 MH 56587 5 N mm MV 252450N mm M 258714 N mm M 270085 7 N mm da 105 x31 42 3 2 99 33 5 mm dm 105 x36 62 38 451 40 mm 强 强度满足 C 14101 2N 20800N 满足强 度要求 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 8 fp 1 1 表 13 14 ft 1 fp P2 ft 1 1x2251 8 1 2477 根据 P252 式 13 2 计算 C 14101 2 N 20800N 满足强度要求 I 轴 轴 1 初步确定轴的最小直径 d 16 03 mm 2 求作用在齿轮上的受力 Ft1 1230 9 N Fr1 448 N 3 轴的结构设计 1 径向尺寸 从轴段 d1 18 mm 开始 d2起固定作用 定位轴肩高度可在 0 07 0 1 d 的范围内按经 验选取 故 d2 20 52 21 6 该直径处将安装密封毡圈 标准直径应 取 d2 20 mm 2 P191 表 10 50 d3处与轴承内径相配合 为便于轴承 安装 故取 d3 d7 25 mm 选定轴承型号为 6005 1 P167 表 10 35 d4 处与齿轮孔径相结合 为了便装配 按标准直径系列 2 P280 表 14 6 取 d4 28mm d5 起固定作用 由 h 0 07 0 1 d 1 96 2 8 mm 取 h 2 mm d5 35 mm d7 与轴承配合 取 d7 d3 25 mm d6为轴承轴肩 取 d6 30 mm 2 轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度 略小于其轮毂宽度 B 1 2 1 5 33 6 42 mm 取 B 40 mm 取轴段 L4 38 mm 联轴器 HL1 的 Y 型轴孔 d 16 03 mm Ft1 1230 9 N Fr1 448 N 结结 果 果 d1 18 mm d2 20 mm d3 d7 25 mm d4 28mm d5 35 mm d6 30 mm L4 38 mm L1 28 mm L2 55 mm L7 15mm L3 113mm 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 9 B 30 mm 取轴段长 L1 28 mm 与轴承相配合的轴段 L7 查轴承宽度为 15 mm 取挡油板为 8 mm 于是 L7 15mm L3 113mm 轴承端面与箱体内壁的距离 1 与轴承润滑有关 取 1 5 mm 齿轮端面与箱体壁的距离 2 10 15 mm 分箱面宽与螺栓装 拆空间有关 轴承盖螺钉至联轴器距离 3 10 15 mm 综合考虑取 L2 55 mm 4 求轴上的载荷 FH 116 7 N FV 320 6 N 5 求弯矩 小齿轮截面所受的水平弯矩等于 MH 123 5x116 7 14412 5 N mm 小齿轮截面所受的垂直弯矩等于 MV 123 5x320 6 39594 1 N mm 合成弯矩 42135 9N mm 22 VH MMM 因为单相运转 转矩为脉动循环 0 6 T 0 6X29542 17725 2N mm 当量弯矩 45712N mm 2 2 TMM 由 2 P280 式 14 4 可知 da 14 77mm dm 20 26 mm 考虑键槽 da 105 x14 77 15 5 18 mm dm 105 x20 5 21 27 28 mm 强度满足 轴承的校核 P1 331 3N P2 968 8 N 查 2 P252 表 13 15 fp 1 1 表 13 14 ft 1 fp P2 ft 1 1x968 8 1 945 根据 P252 式 13 2 计算 C 10058 N 10800N 满足强度要求 III 轴 轴 FH 116 7 N FV 320 6 N MH 14412 5 N mm MV 39594 1 N mm M 45712 N mm da 15 5 18 mm dm 21 27 28 mm 强度满足 结结 果 果 C 10058 N 210800N 满足强度要求 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 10 1 初步确定轴的最小直径 d 39 31 mm 2 求作用在齿轮上的受力 Ft1 2929 6 N Fr1 1066 4 N 3 轴的结构设计 1 径向尺寸 从轴段 d1 40 mm 开始 d2起固定作用 定位轴肩高度可在 0 07 0 1 d1 的范围内按 经验选取 故 d2 45 6 48 mm 该直径处将安装密封毡圈 标准直径 应取 d2 55 mm 2 P191 表 10 50 d3处与轴承内径相配合 为便于轴 承安装 故取 d3 60 mm 选定轴承型号为 6012 1 P167 表 10 35 d6 处与齿轮孔径相结合 为了便装配 按标准直径系列 2 P280 表 14 6 取 d4 71mm d5 处为轴环 起定位作用 取 d4 70 mm d7与轴承 配合 取 d7 d3 60 mm d6 为轴承轴肩 取 d5 80 mm 2 轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度 略小于其轮毂宽度 B 1 2 1 5 d 63 6 79 5 mm 取 B 86 mm 取轴段 L4 84 mm 联轴器 HL3 的 J 型轴 孔 B 84 mm 取轴段长 L1 82 mm 与轴承相配合的轴段 L7 查轴承宽 d 39 31 mm Ft1 2929 6 N Fr1 1066 4 N d1 40 mm d2 55 mm d3 60 mm d4 70mm d5 80 mm d7 d3 60 mm d6 71 mm L1 82 mm L7 33 mm L4 15 5 mm L2 55 mm L3 38 mm L6 84mm L5 11 5mm 结结 果 果 FH 572 N FV 357 8 N MH 50336N m m MV 119486 4N mm M 291850 56 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 11 度为 19mm 取挡油板为 20 mm 于是 L7 33 mm 轴承端面与箱体内壁的距离 1 与轴承润滑有关 取 1 5 mm 齿轮端面与箱体壁的距离 2 10 15 mm 分箱面宽与螺栓装 拆空间有关 轴承盖螺钉至联轴器距离 3 10 15 mm 综合考虑取 L2 55 mm L3 L6的长度与其他轴的配合有关 分别取 L3 38 mm L6 11 5mm 轴环宽度 L5 15 5 mm 4 求轴上的载荷 FH 572 N FV 357 8 N 5 求弯矩 大齿轮截面所受的水平弯矩等于 MH 88x572 50336N mm 大齿轮截面所受的垂直弯矩等于 MV 88x1357 8 119486 4 N mm 合成弯矩 129656 13 N mm 22 VH MMM 因为单相运转 转矩为脉动循环 0 6 T 0 6x435781 261469 N mm 当量弯矩 291850 56N mm 2 2 TMM 由 2 P280 式 14 4 可知 da 36 23 mm dm 58 mm 考虑键槽 da 105 X36 23 37 58 40 mm dm 105 x58 60 9 71 mm 强度满足 轴承的校核 P1 1572 2 N P2 1647 98N 查 2 P252 表 13 15 fp 1 1 表 13 14 ft 1 fp P2 ft 1 1x1647 98 1 1812 8 根据 P252 式 13 2 计算 C 6791 9 N 24500N 满足强度要求 N mm da 36 23 40mm dm 58 71 mm 强度满足 C 6791 9N 24500 N 满足强度要求 结结 果果 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 12 6 键连接的选择及校核计算键连接的选择及校核计算 键的位置 b h 所在 轴 直径 工作 长度 工作 高度 转 矩 极限 应力 齿 轮8X728303 3 29 5 5 117 高速 轴联轴 器 6 6 18232 8 29 5 5 56 大齿 轮 10 8 40303 3 129 26 117 中间 轴 小齿 轮 10 8 33 5403 3 129 26 117 齿 轮20X1253444 9 435 83 100 低速 轴联轴 器 14 9 60723 8 435 83 95 所选键槽为 A 和 C 型键槽 由于键采用静联接 冲击轻微 所 以许用挤压应力为 100 120MPa 所以上述键皆安全 结结 果 果 弹性柱销联轴器 HL1 GB5014 85 凸缘联轴器 YL10 GB5843 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 13 7 连轴器的选择连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点 所以考虑选用它 二 高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机 原动机为电动机 所以工作情况系数为 K 1 3 计算名义转矩为 Tc K T 28 47 N m 考虑电动机外伸轴径 选用弹性柱销联轴器 HL1 GB5014 85 其主要参数如下 公称转矩 160 N m 轴孔直径 18 轴孔长 30 2 P184 表 10 43 GB5014 85 三 第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机 原动机为电动机 所以工作情况系数为 K 1 3 计算转矩为 Tc K T 430 82 N m 所以选用凸缘联轴器 YL10 GB5843 86 其主要参数如下 材料 HT200 公称转矩 630 N m 轴孔直径 405mm 轴孔长 84 mm 2 P184 表 10 41 GB5014 85 86 结结 果 果 8mm b2 20 mm 1 8 mm b1 12 mm df 16mm n 6 d1 12mm d2 8mm l 150 200mm 山东科技大学设计 论文 用纸山东科技大学设计 论文 用纸 14 8 减速器箱体的结构设计减速器箱体的结构设计 1 减速器箱体的结构 铸造的卧式剖分箱体 2 轴承类型及润滑方式 齿轮油润滑 轴承采用深沟球轴承 由于 第二级级齿轮的圆周速度 v 2m s 时 轴承采用脂润滑 3 轴承盖的结构形式 凸缘式轴承盖 4 轴承组合结构方案 两端固定式 5 铸造减速器机体主要结构尺寸 1 P23 表 5 1 机座壁厚 8mm 机盖壁厚 1 8 mm 机座凸缘厚度 b 12 mm 机盖凸缘厚度 b1 12 mm 机座底凸缘厚度 b2 20 mm 地脚螺钉直径 df 16mm 地脚螺钉数目 n 6 轴承旁连接螺栓直径 d1 12mm 盖与座连接螺栓直径 d2 8mm 连接螺栓间距 l 150 200mm 轴承端盖螺钉直径 d3 8 mm 6005 10 mm 6005 10 mm 6010 df d1 d2至外和内机壁距离 Do 34 mm Ro 8 mm r 3 mm d1 d2 至凸缘边缘距离