双级圆柱齿轮计数器设计 精品.doc

双级圆柱齿轮计数器目录一、 传动方案分析2二、 选择电动机3三、 计算总传动比及分配各级的传动比4四、 计算传动装置的运动和动力参数.6五、 V带传动设计计算.6六、 直齿圆柱齿轮传动设计计算.8七、 轴的结构设计计算计算及校核13八、 滚动轴承的选择及校核计算18九、 联轴器的选择计算18十、 键连接的选择及校核计算18十一、 润滑方式18十二、 参考文献18十三、 设计小结19设计计算与说明 主要结果一、 设计任务书设计带式运输机传动机装置中的双级圆柱齿轮减速器(外传动作为带传动) 设计数据及工作条件,F=2250N,V=1.50m/s,D=290mm,生产模式,小批量, 传动比允许误差2%5%,工作环境:室内,载荷特性连续单向运转，载荷平稳、空载启动，工作年限:10年,2班制二、 总体方案设计1.传动比方案的拟定带式运输机的滚筒转速:Nw=60x1000v/(D)=60x1000x1.5/(X290)=98.79r/minNw=98.79选择展开式双级圆柱齿轮减速器已知工作条件,滚轮直径: 290mm 传动带运动速度: 1.50m/s 为了估算传动装置的总传动比范围,以选者合适的传动比机构和确定传动方案,可先由已知条件计算滚轮的速度,即:Nw=60x1000v/(D) =60x1000x1.5/(X290) =98.79r/min二 选择电动机(一) 选择电动机的类型根据工作条件的要求,选择Y型三相异步电动机.(二) 选择电动机的功率工作机为滚筒运输带传动,查表2-2得 w=0.96,则工作机所需的输入功率为 Pw=FV/1000x =2250x1.5/(1000x0.96)=3.52Kw由电动机到工作机之间的总效率(不包括工作机)为式中:才, , 1, 2, 3, 4, 5分别为V带传动、齿轮传动.滚动轴承.联轴器的效率 ,平带传动 查表2-2得: , 1, 2, 3, 4, 5=0.96,0.98,0.98,0.99,0.99,则工作机所需的电机输出功率为 = 1223445 =0.96x0.982x0.984x0.99x0.99=0.81故 Pd=pw/ =3.52/0.81=4.34kw按合理传动比取值范围,v带传动i1=24,直齿圆柱齿轮传动i2=420, 合理总传动比范围为i= i1x i2xi3=(24)x(420) =880故电机转速范围为n=in w =(880)x98.79=790.327903.2查附录3,附表3-1,符合这一范围的同步转速有1000r/m,1500r/m,3000r/m三种,计算传动比列表于下表方案号电机型号额定功率/kw同步转速/(r/m)满载转速/(r/m)总传动比1Y132S-45.51500144014.582Y132M2-65.510009609.723Y132S1-25.53000290029.35比较方案1,2,3可知:2,1方案相对于3来说电机价格高,总传动比较小,但传动装置尺寸较大,因此选定方案3查附录3附表3-3可得该电机的主要性能数据和安装尺寸,如下表额定功率/km5.5底脚安装尺寸(axb)/(mm/mm)216x178满载转速/(r/m)2900地脚螺栓孔直径10中心高/mm132装键部位尺寸(fxGd)/(mm/mm)10x8外伸轴直径尺寸D/mm28外伸轴长度e/mm80三、计算总传动比及分配各级的传动比一、 传动装置总传动比i23=n/nW=2900/98.79=29.35二、 分配各级传动比取v带传动的传动比i1=2.5,则 两级减速器的传动比为ij= i23/ i1=29.35/2.5=11.741. 第一级齿轮传动比i为I2=1.3 i3=3.9 2. 第二级齿轮传动比i为1.3i32=11.74 I3=3 则 i2 =3.9 i3=3 四.计算传动比装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为0轴,减速器轴为1轴,中间轴为2轴,低速轴为3轴,滚筒轴为4轴 则1. 各轴转速分别为n0=n=2900r/minn1= n0/i1=2900/2.5=1160r/minn2= n1/i2=1160/3.9=297.4r/minn3= n2/i3=297.4/3=99.14r/min 2. 各轴输入功率按电动机额定功率Pd计算各轴输入功率P0=Pd=4.34kwP1=Pd 1=4.34x0.96=4.2kwP2=P1 1 2=4.2x0.96x0.98=4kwP3=P2 2 3=4x0.96x0.98=3.8kwP4=P3 4 5=3.8x0.98x0.98=3.6kw3. 各轴转速T0=9550xP0/ n0=9550x4.34/2900=14.29N.mT1=9550xP1/n1=9550x4.2/1160=34.58N.mT2=9550xP2/n 2=9550x4 /297.4=128.44N.mT3=9550xP3/n3=9550x3.8/99.14=366.14N.mT4=9550xP4/n4=9550x3.6/99.14=346.78N.m各轴输入转速、功率、转矩如下表所示轴号功率P/kw转矩T/(N/m)转速n/(r/m)传动比效率电动机轴4.3414.2929002.50.963.90.953 0.951.00.98I轴4.234.581160II轴4 128.44297.4III轴3.8366.1499.14IV轴(滚筒)3.6346.7899.14五、v带传动设计计算电动机转速n0=nd=2900r/m,带轮所连减速器轴I转速为n1=1160r/min,传动装置输入功率为p1=4.2kw1. 求计算功率pC由查表6-20得kA=1.1,故计算功率为pC=kAp1=4.2 x1.1=4.62kw2. 选择v带型号根据pC=4.62kw、n0=2900r/min,由图6-12选用A型普通v带3. 计算大小轮基准直径d1,d2根据表6-2和图6-12选取d1=90mm,且dmin=95d=80mm按表6-2选取d2=224mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为从动轮的转速误差率为在以内,为允许值4. 验算带速v带速在525m/s范围内5. 确定带的基准长度Ld和实际中心距a0初步选取中心距取a0=500mm,符合0.7(d1+d2)2(d1+d2)由 式由表6-3选取基准长度Ld=1600mm由试6-16得实际中心距a为中心距变动范围为6. 校验小带轮包角由式(6-17)得7. 确定v带根数z由 式(6-18)得根据d1=90mm,n0=2900r/m查表6-9用内插法得P0=1.05kw由式6-11得功率增量为由表6-17查得根据传动比i=2.49,查表6-18得ki=1.1373,则由表6-5查得带长度修正系数kL=0.99,由图6-11查得包角系数k=0.96,得普通v带根数根取整得z=4根8. 求初拉力Fo及带轮轴上的压力FQ由表6-5查得A型普通v带的每米长质量q=0.10kg/m,根据式(6-19)得单根v带的初拉力为N由式(6-20)可得作用在轴上得压力FQ为9. 带轮结构设计因为大带轮和小带轮都小于300mm 故小带轮设计制造成孔版式大带轮设计制造成孔板式1带速小于30m/s带轮选铸铁HT150制造10. 设计结果选选用4根A型普通v带,中心距a=535.55mm,带轮直径d1=90mm,d2=224mm,L=1600mm,a=165.66,轴上压力FQ=5898.8N六、直齿圆柱齿轮传动设计计算高级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料,热处理方法及精度等级(1) 减速器是闭式传动,无特殊要求,为制造方便,采用软齿面钢制齿轮.查表8-7,并考虑HBS1=HBS2+3050的要求,小齿轮选用45钢,调质处理,齿面硬度217255HBS: 大齿轮选用45钢,正火处理,齿面硬度162217 HBS:计算时取HBS1=240HBS,HBS2=200HBS.(2) 该减速器为一般传动装置,转速不高,根据表8-11初选8级精度按齿面接触疲劳强度设计(1) 由于是闭式软齿面传动,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定,由式(8-3)有关参数的选取与转矩的确定由于工作平稳,精度不高,且齿轮为不对称布置,查表8-12,取K=1.2(2) 小齿轮传递的转矩 (3)计算齿数z和齿宽系数取小齿轮齿数z1=27,则大齿轮z2=iz1=3.9x27=105.3.实际传动比 误差齿数比u=i12=3.9查表8-19,取=0.9(4)计算接触应力由图8-32(c)查得,取SH=1计算应力循环次数(5)计算节点区域系数ZH和弹簧系数ZE.由图8-35查得Z=1.25,Z=1.0(允许齿面有一定量点蚀)取小值代入故取标准齿轮,则两轮材均为钢,查表8-13,ZE=189.8将上述各参数代入公式得 模数 由表8-2,取m=1.5mm主要尺寸设计计算 校核齿根弯曲疲劳强度由式(8-33), 查表8-14和8-15得 查表8-33(c)得查图8-34得取SF=1.4 齿轮圆周速度取8级精度合适低速级齿轮传动的设计计算选择齿轮材料,热处理方法及精度等级(1) 减速器是闭式传动,无特殊要求,为制造方便,采用软齿面钢制齿轮.查表8-7,并考虑HBS1=HBS2+3050的要求,小齿轮选用45钢,调质处理,齿面硬度217255HBS: 大齿轮选用45钢,正火处理,齿面硬度162217 HBS:计算时取HBS1=240HBS,HBS2=200HBS.(2) 该减速器为一般传动装置,转速不高,根据表8-11初选8级精度按齿面接触疲劳强度设计(1) 由于是闭式软齿面传动,齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定,由式(8-3)有关参数的选取与转矩的确定由于工作平稳,精度不高,且齿轮为不对称布置,查表8-12,取K=1.2(2) 小齿轮传递的转矩 (3)计算齿数z和齿宽系数取小齿轮齿数z1=40,则大齿轮z2=iz1=3x40=120实际传动比 误差齿数比u=i12=3查表8-19,取=0.9(4)计算接触应力由图8-32(c)查得,取SH=1计算应力循环次数(5)计算节点区域系数ZH和弹簧系数ZE.由图8-35查得Z=1.25,Z=1.0(允许齿面有一定量点蚀)取小值代入故取标准齿轮,则两轮材均为钢,查表8-13,ZE=189.8将上述各参数代入公式得模数 由表8-2,取m=1.5mm主要尺寸设计计算 校核齿根弯曲疲劳强度由式(8-33), 查表8-14和8-15得 查表8-33(c)得查图8-34得取SF=1.4 齿轮圆周速度取8级精度合适单位(mm)高数齿轮低数齿轮齿数 z小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮 2710540120分度圆直径d41157.560180齿数 m1.51.51.51.5齿根高 hf1.8751.8751.8751.875齿顶高 ha1.51.51.51.5齿顶圆直径Da44 160.563183 齿根圆直径Df37.25153.7556.25176.25齿宽 b35405560七.轴的结构设计计算1.轴的选择,选用材料为45钢,调制.由表13-1查得强度极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181072中间轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),取d=25mm d1=25,d2=40,d3=50,d4=30,d5=25L1=49,L2=55,L3=8,L4=40,L5-492.轴的选择,选用材料为45钢,调质.由表13-1查得强度极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181072.1低速轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,所以取3%5% d, d= 30.5634.36mm取d=35mm d1=35,d2=40,d3=44,d4=40,d5=35,d6=25L1=57,L2=8,L3=37,L4=100,L5=57,L6=503轴的选择,选用材料为45钢,调制.由表13-1查得强度极限再有表13-3的许用弯曲应力根据表13-2得c=1181073.1高速轴 按纯扭转强度估计轴径(最小直径),考虑到轴的最小直径处要安装皮带轮,会有键槽存在,所以取3%5% d, d= 50.2857.6mm取d=55mm d1=55,d2=62,d3=72,d4=65,d5=55,d6=52d7=48L1=48,L2=90,L3=14,L4=50,L5=70,L6=40L=70,L7=604. 作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷载荷分析图 (1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=NFNH2=1768NFNV1=4800NFNV2=1038N弯矩MM H1 =3.2105NmmM H2 =6.5104NmmMV =8.3 104Nmm总弯矩M 1=3.2105 NmmM 2=6.5104Nmm扭矩TT2=128.44x103Nmm4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：4.3键联接强度校核4.31低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =35mm，L=57mm，选用A型，bh=10x8，L=60mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 60-10=50mmk = 0.5h = 4mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT2 = 128.44x103N.mmp = p=60 键安全合格五. 轴承选择计算5.1 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴63115512029601002中间轴630525621732551.1低速轴630735802144711.55.2低速轴轴承寿命计算5.2.1 预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年2班制。预期寿命=21030016=24000 h5.2.2 寿命验算 载荷分析图（俯视）(左旋)Fr=Ft xcos20=5838.8xcos20=2383NP=Fr=2383NCr=46800N,fp=1.1,，（常温）Lh所以所选轴承可满足寿命要求六. 减速器的润滑与密封6.1 齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。6.2 润滑油牌号及油量计算6.2.1 润滑油牌号选择由2P153表（16-2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s由2P153表（16-1），得：选用N220工业齿轮油6.2.2 油量计算1）油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400 实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约0.7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为50）最低油深：最高油深： 箱体内壁总长：L=780mm箱体内壁总宽：b=172mm 可见箱体有足够的储油量.6.3 轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂（GB491-87）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。6.4 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。七. 减速器箱体及其附件7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：m