带式运输机的传动装置(二级圆柱齿轮减速器设计)解读

1、机械设计课程设计说明书带式输送机传动系统设计说明书题目工程技术系专业班完成人学号同组人指导老师完成日期年月日机械设计课程设计说明书目录 TOC o 1-5 h z 第一章设计任务书1 1设计任务 1第二章传动系统方案的总体设计1 1 电动机的选择12传动比的分配2 3传动系统的运动和动力学参数设计3第三章高速级齿轮设计4 1按齿面强度设计 42按齿根弯曲强度设计6第四章低速级齿轮设计8 1按齿面强度设计 82按齿根弯曲强度设计 103结构设计124斜齿轮各参数的确定13第五章各轴设计方案141中间轴的设计及轴承的选取142中间轴的受力和弯矩图及计算163 高速轴的设计 194 高速轴的设计 2

2、05各轴图示与标注21机械设计课程设计说明书计算及说明第一章设计任务书1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传 动。2、原始数据F=2500N v=l. 3m/s d=300mm输送带的有效拉力输送带的工作速度输送带的滚桶直径两班制工朮，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作 环境多尘；三相交流电源，电压为380/220Vo3、工作条件第二章 传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示 1电动机的选择电动机容量选择P, = 3.25kw根据已知条件山讣算得知工作机所需有效功率“盘晋设:对流滚动轴承效率。久由=0.99 =0.86pr =

3、3.S2kwnw = 82.8 r/nilz = 17.39zI2 = 4.75z23 =3.66机械设计课程设计说明书计算及说明“(H为齿式联轴器的效率。in =0.99为8级齿轮传动的效率。齿=0-97输送机滚筒效率。筒=096估算传动系统的总效率：=此 X 加X 筒=0.992 X 0.994 x 0.972 x 0.96 = 0.86工作机所需的电动机攻率为：pr =卩 = % 86 = 3.82MY系列三相异步电动机技术数据中应满足:.p,npr.因此综合应选电动机额定功率几（=432、电动机的转速选择根据已知条件山讣算得知输送机滚筒的丄作转速a 82.8r/min60v _ 60

4、x 1.3 页一 300 x3.14方案比较方案号型号额泄功率同步转速满载转速总传动比IY160M-411.0KW1500146024.31IIY16OL-611.0KW100097016.01通过两种方案比较可以看出：方案I选用电动机的总传动比为15. 99, 适合于二级减速传动，故选方案I【较为合理。Y160L-6型三相异步电 动机额定功率为ll.Okw,满载转速为970r/min,电动机中心高 H二160mm,轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为： D二42mm、 E=110mm2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：%*%2斜7.391/|2 = -71.3/ =、/1.

5、3 x 17.39 = 4.75 i23 = % =门彳殆= 3.66传动系统各传动比为：机械设计课程设计说明书计算及说明结果01 = % = 4.75, = 3.66,心=1 3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴耳)=1440 r/niin()= 3.S2kwT() - 9550 /?() -9550 3,82 -25.33N 也 心14401轴一一减速器中间轴”=1440 ?/nin/?, = 3.82 x 0.99 = 3.7818 A:vvi(n1 =7/01?70| = 25.33 x 1 x 0.99 = 25.0767 N m2轴

6、一一减速器中间轴n,1440弘一 1 -一 303 min厂一戸一 3.7818 x 0.9603 - 3633，/124.7521，,2T2 =2|2 =25.0767 x4.75 x0.9603 x 0.97 =114.36 /?/3轴减速器低速轴n.=匕= 82.79 r/nin3i233.667p3 = /?27713 = 363 x 0.9603 = 3.4859 kwT3 = 114.39 x 3.66 x 0.9603 = 402 N m4 轴工作机n4 -n3 -82.79 r/ninp4 = 334 =3.4859 x 0.9801 =3.4165 kw? 机械设计课程设计说

7、明书计算及说明轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速1440144030382.7982.79功率3.823.78183.633.48593.4165转矩25.3325.0767114.39402394联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.753.661传动效率0.990.96030.96030.9801T4 = Tgq = 402 x 1 x 0.9801 = 394N m(单位：n r/niin ； PkW; TNm)各参数如左图 所示第三章高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB100

8、95-88）3）材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为 280HBS,二者材料硬差为40HBSo4）选取小齿轮齿数Zi=17，大齿轮齿数：Z2=iZi=4.75X 17=79.75 取 Z2=80o5）选取螺旋角。初螺旋角为P =14 1按齿面强度设计 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark0 o Current Document *. “ + 1（ZZe 2 V 2“试选Kt=1.6由文献【一】图1030得Zh=2.4331）确定公式内的各计算数值（1）（2） I r r e 存 a = 0.725；=0.87(3)(4)由

9、文献【一】图1030得：“心=為+巧2=1595计算小齿轮传递的转矩Tf2. 5 X lONmTx = 95.5 x 105 X Px/nF95. 5 X105X 3. 7818/1440=2. 5X10m机械设计课程设计说明书计算及说明结果文献【一】表10-7得：為=1(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Ze=189.6MPq%(7)由图10-21d按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600A/P ；大齿轮的疲劳强度极限 o*/nim2 = 550MPa。(8)设每年工作时间按300天计算M =60山血=60 x 970 x1x(2 x 8 x 300 x10) = 2.796

10、5 xlO9弘=2.7965 x 10% 56 = 0.61x109(9)由文献【一】图10-19査得接触疲劳寿命系数= 091 ;Kn2 =0.95(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=lo)- Kunx b呗-0.9 X 600MR/ _ 540MP sb , - K,N2 b画2 - 0 95 % 550MP- 465.02MP。b - 6 人 *b _ 502.5 IMP2)计算(1)小齿轮分度圆直径dnf 、2xI.6x2.5xlO34.75 + 12.433x189.du 35.83“du xx( =35.83V1x1.5954.75531.25计算圆周的速度：卩-加

11、也_”x35.83x1440_2 7叹V = 2.7 =叹60 x 100060 x1000八(3)计算齿宽b及模数叫b =(/dclu = 1 x 35.S3 nun = 35.83mmmm = 2.045 加d”cos0 35.83 XCOS140w= 2.045/n/?川Z,17? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果H=2.25mnl=2.045mmb/li=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度勺=0.318x0/Z tan/7 = 0.318xlxl7xtanl4 =1.35(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数K、=1.10

12、;由査得:Khb=1.41;Kf产 1. 3;氐二心=1.4K = KAKvKHaKJlfi=xAxAx.4=2A7(6)按实际的载荷系数校正所算得的K = 2 11mmdA =叽寸 = 35.83 x= 39.66=39.66(7)计算模数Mndi cos0 39.66xcosl4、/I.If If It厶乙17mn = 2.26nun 2按齿根弯曲强度设计：加” 严？;曲P Y Y 如o1)确定计算参数(1)计算载荷系数K = K a Kv KHa=1x1.10 x1.4x1.3 = 2.002K = 2.002/77/77(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得与=0.89苗当帚

13、歯粉-7 乙 一 7 一怡61ZV1 = 18.61/?/?匸确致.G曲0 co? 1418Z.807-2-27Zv2 =87.58/?/jcos p cos 14(4)查取齿形系数，由表10-5查得：yFfll = 2.97；yFfl2 =2.22(5)查取应力校正系数，由表10-6得：,=1.52；rM2=l.77(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o FEi=500MPa? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限3处2 =380MPd.（7）由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全

14、系数S=1.4JJ.- -85 x 500 MPa - 303.57MPas1.4丄 一 02% _ 088x380mp“_23&86MP s1.4（9）计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。_ 2.97 x 1.52 _ 014875J303.57幻讣一 2 ?L77 -0 01645大齿轮的数值大5尸了238.862 ）设计计算)2x2.002x2.5xlO4 x0.89xcos2 14，mn nit 3、xO.Ol645T.44也加1x172 x 1.595对比汁算结果，山齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于III齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=20mm,已可满足弯曲强度。但为了

15、同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径di=39.66mm来计算应有的齿数。于是由Z 厂 4cos0_66.62xcosl4t25.86取乙-19Z =19叫2.5Z. =91J则 Z? =Z,/12 =19x4.75=914）几何尺寸计算1 ）计算中心距d-（Z+Z2）叫 _（19 + 91）_3a = 13 mm2 cos p2xcosl4将中心距圆整为113mm2）按圆整后中心距修正螺旋角机械设计课程设计说明书计算及说明结果a0+Z2）叫（19 + 91）x2，“。p = arc cos= arccos= 13.232a2x1850 = 13.23因0值改变不多，故参数6i

16、，K0,Z”等不必修正t/j =39”3）计算大、小齿轮的分度圆直径d 一厶叫 _19x2_39m “ - Z2mn _91x2 一加？厶=187 nuncos0 cosl3.23 cos0 cosl3.234）计算齿轮宽度B、=70b =（/）（idx = 1 x 39 mm = 39 mm圆整后取 E = 4O/7V?/; B、= 45劝5）结构设计B2 = 65mm第四章 低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由文献一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质）,

17、硬度为280HBS, 二者材料硬差为40HBSo4）选取小齿轮齿数Zi=17,大齿轮齿数：Z2=iZ!=3.66X 17=62取 Z2=62o5）选取螺旋角。初螺旋角为13=141按齿面强度设计即：给一 3严H+ 1（乙込）22）确定公式内的各计算数值（5）试选 Kt=1.6（6）由文献【一】图10-30得Zh=2.433（7）由文献【一】图1030得：6=+62=1615? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果(4)计算小齿轮传递的转矩T严T2 =95.5x105 XP2/n:=95. 5X 105 X 3 . 7818/1440二25. 0767X10*Nm25.0767 x104A文献【

18、一】表10-7得：札=(6)文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Ze=189.6MPg%由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600A/P ；大齿轮的接触疲劳强度极限= 550MPa。(8)设每年工作时间按300天计算V =60 心S =60 x212.72xlx(2x8x300 xl0) = 0.61xl09/V2=O.61x1O5i=o.17x1O9(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数Kni =0.95;Kn2 =0.96(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=lo讪 _ 0.95 X 600MPa _ 570MPd sbh - KN2 b伽

19、2 一 o.96x550MPo-528MPd sb Qh+b】2 _549MP“2)计算 60.9rnm(1)小齿轮分度圆直径dnUf 7 2xl.6xll4.39xl043.66+12.433x189.8 .v = 0.95Vxx (y = 60.19mm/ s*1x1.6153.66549计算圆周的速度：卩-矶 _/rx60.19x303_0 95，%60 x 100060 x1000八(3)计算齿宽 b 及模数 mnib =始血=1 x 60.19” = 60.19mm? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果心 COS0 _ 60.19XCOS140乙17mi!t = 3.435 mmH

20、=2.25mnl=2.045mmb/h=609/7.7=7.8(4)计算重合度H=2.25mm勺=O.318x0Z| tan/7 = 0.318xlxl7xtanl4 =1.35(5)计算载荷系数K根据=lm/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KH(I=1.422;KF|i=l. 33;KK1. 4K = K、KvK护=1x0.7x1.4x1.42 = 2.18K = 2.18(6)按实际的载荷系数校正所算得的d、=66.73“= 60.19 x #2.1 % 6 = 66.73mm(7)计算模数Mn cos0 66.73xcosl4门=mm = 3.8/n

21、nzZ|17mn = 3.8/?/?。松齿根齊曲弓吊用计-mcos f必Z凤aF1)确定计算参数计算载荷系数K = 2.002K = Ka Kv KHa K 邛=1x0.7x1.4x1.33 = 2.002(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数与=0.87Zvl =18.61717(书汁苗当吊歯粉-7 -1-1 61) V1歼二1里凶秋乙讨3 cI - olO.yJiCOS p COS 14Z2 =67.87Z.627-2- 67 R7cos3 p cos* 140? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果(4)查取齿形系数，由表10-5查得：rffll = 2.89;y

22、fa2 =2.258(5)查取应力校正系数，由表10-6得：r5fll = 1.558=1.74(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o FEi=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限So =380MP“.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4対- KM阳 _ 0.85 x 500 wp_303 57 W51.4丄 一 2 _ 0.88x380 _238 86Mp s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。犒)S _ 2.882 x1.532 _0 014M303.57纬宀2 _ 2

23、 260 x1 720 -0.01644大齿轮的数值大,23& 862 )设计计算12 x 2.002x 114.39 x 103 x 0.87 xcos214 门 一irit 1.x().01644/22 2.364/n/wV1x172x1.615对比计算结果，山齿面接触疲劳强度讣算的法面模数Mn大于III齿根弯mn 2.364mm曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3mm.已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径di=86.26mm来计算应有的齿数。于是由7 _4cos0_6O.19xcosl4 To%1tnn3乙=19取乙=19 贝 1 Z2 = Z,/

24、12 =19x 3.66 = 71Z2 =71? 机械设计课程设计说明书计算及说明结果4 几何尺寸计算1 )1算中心距a-0+Z2)% _(19 + 71)x3 _朋2cos02 x cos 14a = 139mm将中心距圆整为139mm2）按圆整后中心距修正螺旋角0 = 13.78。P = arcs空土 = arccos(19 + 71)x3 = 13.78。 2a2x139因0值改变不多，故参数%,Kq、Zh等不必修正3）计算大、小齿轮的分度圆直径/ =58.76曲Zxmn19 x 3“.71 x3“c “= = = 5876“ d、= =_- = = 219.59mmd2 =219.59

25、“刃cos/3 cos 13.78 cos J3 cos 13.784 )计算齿轮宽度b = x 53.76mm = 58.76mmB、= 65 nunB)=60”圆整后取：B2 = 60/72/77； B, = 65 nun 3结构设计1、参考文献【一】第228页图10-392、以大齿轮为例在3号图纸上绘图3、图示可参考附录【一】? 机械设计课程设计说明书4斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角013.413.414.2514.25法面模数mn2.52.533端面模数mt2.572.573.093.09法面压力角%20202020端面压力角at20.520.520.

26、620.6法面齿距Pn7.857.859.429.42端面齿距Pi8.708.709.729.72法面齿顶高系数1111法面顶隙系数450.250.250.250.25法面基圆齿距Pbn7.387.388.858.85齿顶高ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75法面齿厚3.9253.9254.714.71齿顶圆直径心71.82308.2692.52308.82齿根圆直径60.57297.0179.52295.82分度圆直径d66.82303.2686.52302.82基圆直径62.59284.0680.99283.46? 机械设计课程设计说明书计算及说明第五章各轴设

27、计方案1.轴的设计 轴的布置如下图：0-IWwNX机械设计课程设计说明书计算及说明结果1中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取Ao= 112,于是得如加=A）J =H2xJ = 38.3mm。输出轴的最小min = 3&3劝 n2 82.79直径显然是是安装滚动轴承处的直径，曲文献【二】附表E-2,根据轴最小直径38.3mm,可选标准轴球轴承的安装直径为40mm,即轴的直径为40mm,那么宽B= 15mm.ill文献【二】表5-2 得 d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱

28、体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mmolAB = 172 mm1AB = 2(% + C + K) + S + % +bhl =172mmlAC =48.5?wnI ac = % + C + K + bhl/2 = 4&5mmlBC =IAB 一仃c =1235mlBC = 123.5 nunlBD = 3/2 + C + K +bn/2 = 5&lBD = 58.5 nun2、受力分析（如下页图示）厂 20007；2000 x114.39 “=N = 1223A2NF;I =1223 .42/Vd2l187tan antan 2

29、0F. =457.43F _ F 1 ooq 40 v 4S7ncos 01COS13.230F . =287.6NFal =巴 tan 0| = 1223.42 x tan 13.23 = 287.6/V= 2000T2 = 2000 xll4.39yV = 3893/vFtl = 3839 N亠d、58.76J厶l厂tan an tan 20F、=539.16N儿匚 cos? -cosl3.78-Fal = Fi2 tan 02 = 3839 x tan 13.78 = 947.5/VFal =947.5N? 机械设计课程设计说明书2中间轴的受力和弯矩图如下水平方向受力水平方直弯距图aI

30、/y/777,合弯距图扭距图计算及说明机械设计课程设计说明书3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图由轴的水平面的受力图可得：R _ 你 % + 巧2 % .1223.42x123.5 + 3839 x 58.5 _计呦川 处G167Rbx = Ei + 尺2 一 Rax = 1223 42 + 3839 一 2249 54 = 2812 88NR、x = 2249 .547VRbx =2812.88/VMax =Mhx =O;Mc =Rax /“ =2249 54 x 48.5 = 109102 69N 加M AX =109102 .SNM * = R/bd = 12553 48N nunM

31、I)X =1553 .48弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图八 %+化2 %+& 伽RAy1 ABRAY = 177.25N_ 607 x 303.26/ 2 - 953 x 162 + 2277 x 86.52/2 + 3355 x 69.5219=177.257V mmRby =306.85 NRBv = Frl 一 Fr + RAy =941.5-457.43 + 177 25 =306.85mm= Muy =oM Ay = M= 0;Mcyi = R Y -1AC = 8596.625 N - mmMay =“CY2 =R/iY “BC - F/cD8596.625/

32、V/n/n=-21980.3757V mmM CY2 =M dy = ray I ad - F门 G 21980.375N 川川= 17950.725N”轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。M。，=5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。17950.725N mmRA=g+R2256.5NRa = 2256.5N计算及说明结果机械设计课程设计说明书Rb=PR；x +rby =282957N（轴向力Fal.Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙 端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上）MCi = Jm： +M気=V269005.82 +7OO98.62 = 277989.09N

33、 mmMC1 = Jm；x +M；2 = J269005.2+(120441.1) = 294737.47N nunMqi =打| = a/469861.72 +272OO7.62 = 542916.37V nunMD2 = Jm：x+M二2 = V469861.72+81467.92 = 476872N mm 弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质处理=637, = 58.7= 49.07/?/?1）叭宓+（如 =49.36讪Rb=2829.57合弯矩 大小 左侧 所示此处开有一个键槽时，直径增大4%,所以dD 51.33mm7、轴的结构设计D=65mm按经验公式，减

34、速器高速级从动轴的危险截面直径：dd = （0.3 0.35）代=（0.3 0.35） x 113 = 33.9 39.55mm山文献【二】表51,取减速器中间轴的危险面直径d=65mm. 轴的最小直径取d?就不当了，应定为：60mm（为轴承处直径大小）8、键的选取：由文献【二】附录G可得：bXh=18Xll,轴:-0. 0430毂:0. 0215; 深度：轴：7 （00.2）,毂：4.4（00.2）;半径：r=0. 250. 40机械设计课程设计说明书计算及说明结果 3高速轴的设计及联轴器的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献【二】表15-3取Ao=112,于是得mm = A)J= H2x- = 23.5mm。Vn2 970输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tc3=KaT 1由文献【二】表14-1得Ka=1.3;Tca= 1.3X87330=113529Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，di=25其公称转矩为125000Nmm：半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm