带式运输机上的二级展开式圆柱齿轮减速器设计

1、目录设计任务书 (2第一部分传动装置总体设计 (4第二部分 V带设计 (6第三部分各齿轮的设计计算 (9第四部分轴的设计 (13第五部分校核 (19第六部分主要尺寸及数据 (21设计任务书一、课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下 原始数据: 工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产,单班制工作(8小时/天。运输速度允许误差为%5 。二、课程设计内容1传动装置的总体设计。2传动件及支承的设计计算。3减速器装配图及零件工作图。4设计计算说明书编写。每个学生应完成:1部件装配图一张(A1。2零件工作图两张(A33设计说明书一份(60008000字。本组设计数据

2、:第三组数据:运输机工作轴转矩T/(N.m 690 。运输机带速V/(m/s 0.8 。卷筒直径D/mm 320 。已给方案:外传动机构为V带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。第一部分传动装置总体设计一、传动方案(已给定1外传动为V带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3方案简图如下: 二、该方案的优缺点:该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要

3、求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、总传动比:i a (见课设式2-62048960=n n i ma2、各级传动比分配: (见课设式2-7i i i i a 321= 5.207.362.220=i a初定 62.21=i 07.32=i 5.23=i第二部分 V 带设计外传动带选为 普通V 带传动 1、确定计算功率:P c

4、a1、由表5-9查得工作情况系数 1.1=K A2、由式5-23(机设 k K P wA ca P 65.55.51.1=2、选择V 带型号a 1d a 2(1、参考图5-12a (机设及表5-3(机设选取小带轮直径 mm d a 1121=Hda <21(电机中心高符合要求(2、验算带速 由式5-7(机设 sm dnV a -=111160112960100060(3、从动带轮直径 d a 2mmdi d2=查表5-4(机设 取mm d a 2802= (4、传动比 i5.211228012=dda a i(5、从动轮转速min1123805.2960-=R nni4.确定中心距a 和

5、带长L d(1、按式(5-23机设初选中心距(d d a d d a a a a 2102127.0+7874.2740a 取a 7000=(2、按式(5-24机设求带的计算基础准长度L0mmmmddd ddd dd a L19607004112280(280112(27002(2(2222212100-+=+=查图.5-7(机设取带的基准长度Ld=2000mm (3、按式(5-25机设计算中心距:ammmm a LLad19602000700(2=-+=-+= (4、按式(5-26机设确定中心距调整范围 mmmm a La d780200003.0720(03.0max =+=+= mmmm

6、 a La d6902000015.0720(015.0min=-=-=5.验算小带轮包角1 由式(5-11机设=-21ad ddd6.确定V 带根数Z用线性插值法求n1=980r/min 时的额定功率P0值。KwKw P16.1800960(80098000.118.100.1(0=-+=(3、由表查得(5-12机设查得包角系数96.0k (4、由表(5-13机设查得长度系数KL=1.03 (5、计算V 带根数Z ,由式(5-28机设49.403.196.011.016.1(56.5(0+=+KK P P PLcaZ 取Z=5根7.计算单根V 带初拉力F0,由式(5-29机设。Nq VZv

7、KPFaca16015.2(5002=+-=q 由表5-5机设查得8.计算对轴的压力FQ ,由式(5-30机设得 NN ZFFQ15882160sin16052(2sin 21=9.确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图小带轮基准直径d d1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径d d2=280mm ,采用孔板式结构,基准图见零件工作图。第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿

8、面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=892.设计计算。(1设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-931112uu dKH tZZ Z daEZHt±=T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N mm由图(7-6选取材料的接触疲劳,极限应力为HILim =580 HILin =560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim =230 HILin =210 应力

9、循环次数N 由式(7-3计算N 1=60n, at=60×(8×360×10=6.64×109 N 2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查得接触疲劳寿命系数;Z N1=1.1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;Y N1=1 Y N2=1由式(7-1(7-2求许用接触应力和许用弯曲应力PZSaN H H mM6381minlim =PZSaN H H H M5822minlim 2=PYSYaN F STlinF F K3281min11=PYSYaN F STlinF F M3002min2

10、2=将有关值代入式(7-9得10.6512(31221=±=uu dtH E UtTKZ Z Z d查图7-10 查得K =1.08.取K =1.05.则KH=KAKVK K =1.42 ,修正mm11=M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数:m=2mm (3 计算几何尺寸d1=mz1=2×34=68mmd2=mz2=2×89=178mma=m(z1+z2/2=123mm b=ddt=1×68=68mm由图7-18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Y =0.7 由式(7-12校核大小齿轮的弯曲强度.13232113411367843

11、7.122F adF PMmZ K =21212.40.453.40F aFS FS F F PYY M=二、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34 则Z2=Z1i=34×3.7=104 2.设计计算。(1 设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-931112uu dKH tZZ Z daE

12、ZHt±=T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N mm由图(7-6选取材料的接触疲劳,极限应力为HILim =580 HILin =560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim =230 HILin =210 应力循环次数N 由式(7-3计算N 1=60n at=60×148×(8×360×10=2.55×109 N 2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108由图7-8查得接触疲劳寿命系数;ZN1=1.

13、1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;Y N1=1 Y N2=1由式(7-1(7-2求许用接触应力和许用弯曲应力PZSaN H H mM5801minlim =PZSaN H H H M5862minlim 2=P Y S Y aN F STlinF F K3281min11=PYSYaN F STlin F F M3002min22=将有关值代入式(7-9得mmuu dtH E UtTK Z Z Z d(31221=±=查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K =1.08.取K =1.05.则KH=KAKVK K =1.377 ,修正

14、mm11=由图7-18查得,Y FS1=4.1,Y FS2=4.0 取Y =0.7 由式(7-12校核大小齿轮的弯曲强度.1323211.234133554037.122F adF PMmZ K = 21212.40.49.127F aFS FS F F PYY M=第四部分 轴的设计高速轴的设计由于减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D1min=1103=n p c 27mm384=D2min=1103=n p c 36mm148=D3min

15、=1103=np c 52mm48=1轴选轴承为6008 2轴选轴承为6009 3轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D2=45mmD3=60mm4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮,为了便于安装,取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的高度为4.5mm,取3段为53mm。5段装轴承,直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件,但考虑到轴承的轴向定位,及轴承的安装,取4段

16、为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定,查机械设计手册,选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈,故取6段36mm。7段装大带轮,取为32mm>dmin 。(2各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm,l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm,为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h;去l3=6mm,4段:l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm,7段同大带轮同宽,取l7=90mm。其中l4l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是,可得轴的支点

17、上受力点间的跨距L1=52.5mm,L2=159mm,L3=107.5mm。为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接,分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm 根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为1*45。(1画轴的受力简图。(2计算支座反力。Ft=2T1/d1=N37846865.1282=Fr=Fttg20。=3784N13773639.0=FQ

18、=1588N在水平面上F R1H=N lllF r9665.521535.523784323=+=+F R2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上FR1V=N lllF t3525.521535.521377323=+=+Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N (3画弯矩图 在水平面上,a-a 剖面左侧 M Ah =FR1Hl3=96652.5=50.715N m a-a 剖面右侧M Ah =FR2Hl2=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=M AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N m 合成弯矩,a-a 剖面左侧=+

19、=MMMAVAHa22m.53715.5022=+a-a 剖面右侧m.5388.62222'2''=+=+=MMMaVaHa画转矩图转矩 =2/d TFt3784×(68/2=128.7N m显然,如图所示,a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T 该截面左侧可能是危险截面;b-b 但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑,a-a ,b-b 截面右侧均有应力集中,且b-b 截面处应力集中更严重,故a-a 截面左侧和b-b 截面左、7.轴的弯扭合成强度校核 由表10-1查得MPa b601=-= MPa b1000=6.01006001=-=bba(1a-a

20、 剖面左侧d( 5184.86.0(7.128742222+=+=WaT Me=14.57 MPa(2b-b 截面左侧db-b 截面处合成弯矩Mb:5.42Mb 32'-=-=llMa=174 N m(41.76.0(7.1281742222+=+=WaT Me=27MPa8.轴的安全系数校核:由表10-1查得1.0,02,155,300,65011=-MPa MPa MPa B(1在a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3 由附表10-1查得,63.1,1=KK 由附表10-4查得绝对尺寸系数76.0,81.0=;轴经磨削加工, 由附表10-5查

21、得质量系数0.1=.则弯曲应力MPaWM b.897.73=应力幅 MPaba68.8=平均应力 0=m切应力MPaT WTT.177.128=MPaTma=安全系数28 .00.11=+=+=maK S22.18791=+=+=-maK S27.1522.182822.18282222=+=+=S S S S S 查表10-6得许用安全系数S =1.31.5,显然S>S ,故a-a 剖面安全.(2b-b 截面右侧 抗弯截面系数dW抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N m,故弯曲应力MPaWMbb.14174=MPaba7.11=

22、m切应力MPaTWTT.297.128=MPaTma=由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数1.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2=KK 。则74 .370.00.16.2=+=+=maK S74.27161=+=+=-maK S36.2274.2774.372222=+=+=S S S S S 显然S>S ,故b-b 截面右侧安全。 (3b-b 截面左侧WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力MPaWMbb.7174=MPaba48.23=m切应力MPaTWTT.147.128=MPaT

23、ma=(D-d /r=1 r/d=0.05,由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数36.1,48.1=KK 。由附表10-4查得绝对尺寸系数78.0,83.0=。又1.0,2.0,0.1=。则16 .701=+=+=-maK S38.193491=+=+=-maK S72.638.1916.72222=+=+=S S S S S 显然S>S ,故b-b 截面左侧安全。第五部分 校 核高速轴轴承Nll l F r 9665.521535.523784 FR1H 323=+=+=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NNll l F t 3525.521535.521377

24、FR1V 323=+=+=F r2V =Ft- F R1V =1377-352=1025N 轴承的型号为6008,Cr=16.2 kN 1 FA/COr=0 2 计算当量动载荷 (F Ff PARPrYX +=查表得fP=1.2径向载荷系数X 和轴向载荷系数Y 为X=1,(F Ff P ARPrYX +=1.2×(1×352=422.4 N3 验算6008的寿命 2880024484863843>= =Lh验算右边轴承(>=Lh键的校核键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件为MPalkd T p.008.0032.0/65.1282/

25、2=查表许用挤压应力MPa p110=所以键的强度足够键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件为MPalkd T p.0063.0044.0/65.1282/2=查表许用挤压应力MPa p110=所以键的强度足够联轴器的选择因齿轮的圆周速度<12 m/s ,所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高,但不小于10mm,低速 因润滑油中的传动零件(齿轮的圆周速度V 1.52m/s 所以采用飞溅润滑,第六部分 主要尺寸及数据箱体尺寸: 箱体壁厚mm10=箱盖壁厚mm 81= 箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=15mm 箱座底凸缘厚度b2=2

26、5mm 地脚螺栓直径df=M16 地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12 联接螺栓d2的间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=18mm 、18 mm 、13 mm df 、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm 、11 mm 轴承旁凸台半径R1=11mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm 齿轮端面与内箱壁距离2=10mm箱盖,箱座肋厚m1=m=7mm以上尺寸参考机械设计课程设计P17P21传动比n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各轴的输入功率各轴的输入转矩T1=9550Pdi187/nm=9550×5.5×2.5×0.95×T2=