带式输送机的传动装置(两级同轴式圆柱斜齿轮减速器)机械设计课程设计

计速器)方案图如下：Ⅳ564Ⅲ433×××2Ⅰ1 4.装置运动动力参数计算 7 21.设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工(1)通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意(2)学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。(3)通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正3据所给题目：设计一带式输送机的传动装置(两级同轴式圆柱斜齿轮减速器)方Ⅳ564Ⅲ433×××2Ⅰ算工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；交流电，电压为380/220伏；4)传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动允许作适宜的选择；5)输送带允许的相对速度误差≤±3~5%。设计要求1)减速器装配图1张；3)设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4设计内容计算及说明设计内容3.2选择电动机的容量FV工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=2050V，w1000sFV20501.2P===2.46KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为n=nn4n2nn12345式中n，n，n，n，n分别为联轴器，轴承，齿轮传动，1234512345率为：P=w==3.11KWdn0.792P=3.11KWd按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=8~40和带的齿传动比i=2~4。则系统的传动比范围带应为：i=ii=(8~40)(2~4)=16~200齿带工作机卷筒的转速为nmin所以电动机转速的可选范围为n=in=(16~200)76rdwmin5=(1216~12160)rmin符合这一范围的同步转速有1500r和3000r两种，但minmin是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选额定功率/KW满载转速(rmin)YM2.22.2电动机型号总长/mm键/mm算1)传动装置总传动比i=d==18.95n76w2)分配到各级传动比因为i=ii已知带传动比的合理范带齿围为2~4。故取i=2则i=9.475在8~40的范围内故合适。带齿分配减速器传动比，因为i=ii其中i为齿轮高速级的传动齿121比，i为齿轮低速级的传动比。故可先取i=3.64则i=2.6124.2传动装置的运动和动力参数计算0min0min0d输出转矩：T=9.55106d=9.551060n14400齿1i=2.626转速：n=0==720r1i2min带105输入转矩：T=Tni=2.060.962105带转速：n=1==197.8r2i3.64min12123输入转矩：T=Tnni1231转速：n=2==76r3i2.6min2PPnn=2.840.980.973223输入转矩：T=Tnni2232转速：n=n=76r卷3minP=Pnn=2.690.980.99卷321输入转矩：T=Tnn卷3217带传动设计轴号轴号(KW)卷同轴转速(r)minAcaAcadmmd1(2)验算带速v，有：d10=601000601000ssss (3)计算大带轮基准直径dd=id=290=180mmd2带d1d=90mmd180(2)计算带所需的基准长度d002d1d24a0=2〉400+(180+90)+2400d(3)计算实际中心距022包角d2d1a(1)计算单根V带的额定功率Prd10mind10min00min0min0aLr00La(2)计算V带根数zp4.4z=ca==3.96P1.11rL250mmd95.7计算单根V带的初拉力最小值(F)0minmm(F)=500a(F)=500aca+qv20minKzva应使实际拉力F大于(F)00minpa (F)=2z(F)sin=241330.99apmin0min2(1)小带轮设计齿轮设计(2)大带轮设计齿轮设计221.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1)按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；3)材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢(调质)硬度为4)选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=i12212选螺旋角=14。。2.按齿面接触疲劳强度设计ddH(1)确定公式中各数值1)试选K=1.3。tHcca1a2aa1a24)由[2]表10-7选取齿宽系数0=1。d5)计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：11E7)由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1 =550MP。Hlim2HN1K=0.95。HN29)计算接触疲劳许用应力。0H1SMPH2S所以[(]=H1H2=所以[(]=H1H2=H22(2)计算1)计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：d321.33.961044.64(2.433189.8)21t11.653.64531.25v=1t1=601000601000s3)计算齿宽b及模数。m=1t=1.58mmntZ1ntb/h==11.003.564)计算纵向重合度e。e=0.3180Ztand15)计算载荷系数K。已知使用系数K=1，据v=1.57m，7级精度。由[2]图As10-8得K=1.08，K=1.417。由[2]图10-13查得vHK=1.35，由[2]图10-3查得K=K=1.4FHaHK=KKKKvAHaH6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：K.14tK1.3tK1.3t7)计算模数mnm=1==1.86mmnZ2413.按齿根弯曲疲劳强度设计2KTYcos2bYYd1aF(1)确定计算参数1)计算载荷系数。AVFaFb2)根据纵向重合度e=1.903，由[2]图10-28查得螺角影响系bb3)计算当量齿数。Z24Z=1==26.29Z=1==26.29Z874)查取齿形系数Fa1Fa25)查取应力校正系数FE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限(=380MPFN1FN28)计算弯曲疲劳许用应力[(]=FN1FE1[(]=FN1FE1==303.57Mp[(]=FNF2S1.4YY[]9)计算大、小齿轮的FaSa[]FY[]303.57Fa1Sa1[]303.57F1[]238.86Fa2Sa2[]238.86F2(2)设计计算22.043.691040.88cos14。m30.01649n12421.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m=1.5nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mnn=1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d=46.25mm来计算应有的齿数。于是由：1Z=11mn==29.91212114.几何尺寸计算(1)计算中心距(Z+Z)m(30+109)(2)按圆整后的中心距修正螺旋角sn(sn1.52108因值在允许范围内，故等参数比用修正a(3)计算大，小齿轮的分度圆直径Zm301.5d=1nd=(4)计算齿轮宽度d11225.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数mnmtanatbhahfhd1d2dddf1df2ddanm1.5mna=arctantana=arctantan20=20.6cosbcos14.45aannafd=d=a1aamzz)=2人(30+109)=107.9mm2cosb2cos14.456.2低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；Cr调质)322.按齿面接触疲劳强度设计daH()确定公式内各数值)初选t)由图选区域系数H)由图可取：c，caa4则cc+caa3a4)由表选取齿宽系数0d)计算小齿轮传递的转矩：2n22)由图1查得材查得材料的弹性影响系数E按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极 (Hlim4)由图取接触疲劳寿命系数HN3HNHN3)计算接触疲劳许用应力取失效概率为。安全系数，有K( (HN3Hlim3H3K(人K( (HN4Hlim4H4K(人所以(H[(]+[(]H3H422()计算)计算小齿轮分度圆直径。由公式得)计算圆周速度3t2ms)计算齿宽及模数0d人d3t3t=ntZ243人nt计算纵向重合度ebbd3)计算载荷系数图得Fb数AV表s由图查得=K故动载系HaFa人人人AVHcHb)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径3)计算模数3nKKtb1nZ1按齿根弯曲疲劳强度设计可知之2b.SaFan30之2b.SaFad1aF()确定计算参数)计算载荷系数人人人AVFaFb)计算纵向重合度cb，由图查得螺旋角影响系数b)计算当量齿数Z3Z4)查取齿形系数查得Fa3Fa4)查取应力校正系数)由图FE3查得，，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE4)由图取弯曲疲劳寿命系数，FN3FN4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数。则有：]KFN3FE30.85500FN4FE4KFN4FE4)计算大小齿轮的YYFa3Sa3=[]F3YYFa4Sa4=[]F4()设计计算YYFm=2mmn0.016390.01639Zn43(Z+Z)m和34nZ=293Z=7644几何尺寸计算()按圆整后的数值修正螺旋角(Z+Z)m34n因b值相差不多，故参数c等不用修正a()计算大小齿轮的分度圆直径()计算齿轮宽度0d人d134圆整后取，43大小齿轮各相关参数见下表低速级大小齿轮各相关参数mnmtanatbhahfhnm2na=arctantana=arctantan20=20.5cosbcos13.53aannfannnafd3d=nd4d=ndddda33aaaddf33ff3df4f44fdda轴的设计计算求轴上的功率，转速和转矩11min1min104.mm1求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为1而td而td1tanatan20。at初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢，调质处理‘据表，取0，于是得：d=22mmminP103n=A30因为轴上应开个键槽，所以轴径应增大故又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取m表故此段轴长取表故此段轴长取。轴的结构设计()拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用图的装配方案IIIl55mmIII()据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度IIIII。IIIIIIIIIII(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸的距离为IIIII。IIIII参照工作要求并据，参照工作要求并据IIIII号其尺寸为DB故IIIIV所以IIIIV)取安装齿轮段轴径为IVIVV齿轮右边段为轴肩定位，轴肩高，故取则此处VVI。宽度取VVI)段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子取滚子取故VIIVIII轴肩宽度，VIVII取，取VIVIIVIIVIII()轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按IIIIVIIIIVVVIVVIVIVIIVIVIIVIIVIIIVIIVIIIh=87III53键槽用键槽铣刀加工长为。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键836齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。()确定轴上圆角和倒角尺寸参考表取轴端倒角为45个轴肩处圆觉角求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图面面=5.2MP从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的H，VH12mm1按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据式及上面的数据，取a，轴的计算应力 (=13W前面选用轴的材料为钢，调制处理，由表查得(，(共[(]，故安全。轴的设计计算求轴上的功率，转速和转矩33min3求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为3而3td而3td3tanatananrnrtcosbbat初步确定轴的最小直径min现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢，调质处理据表，取，于是得：0P303nIIIIIIII显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径与联轴器III的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T查表取则：caA3AcaA3IIIIIIIIII按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表可选用型弹性柱销联轴器。其公称转矩为IIIIVIII半IIIIV联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度1轴的结构设计()拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用图的装配方案VVIVVIIIIIIIIVVVIVIIVIIIVIVII()据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度VIVII)为满足半联轴器的轴向定位，右端需制出一轴肩故段的直径；左端用轴端挡圈定位取IIIII轴端挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长为，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故段长度应比略短一些，现取1III)段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为。据IIIIIIIIIIIIVIIVIIIVIIVIII参照工作要求并据IIIII，由轴承目录里初选号其尺寸为DB故IIIIV所以IIIIV)取安装齿轮段轴径为IVV取IVV。齿轮右边段为轴肩定位，轴肩高VVI取VVI)段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子VIIVIII取故VIVII，所以此处轴肩高轴肩宽度，取VIVIIVIIVIII()轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按表III53用键槽铣刀加工长为。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键10齿轮与k6轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。()确定轴上圆角和倒角尺寸参考表取轴端倒角为45o个轴肩处圆觉角求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的，HVH12105mm1图面面III按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据式及上面的数据，取a，轴的计算应力=M(aT)213W前面选用轴的材料为钢，调制处理，由表IIIIIIIIII1ca1轴的设计计算求轴上的功率，转速和转矩r，11min105.mm1求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为IIIIVIVVIVV12而1d1r1na1t初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为钢，调质处理据表，取，于是得：0P2.842，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上同时承受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作条件可选其尺寸为：III右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取所以III轴的结构设计()拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，转配示意图如下IIIIIIIVVVI()据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮IIIIIIIIII)段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得IIIIVIIIIV)段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为IVVIVV)段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为则VVIVVI()轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按由IIIhL4945其与轴的配IVV合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为。()确定轴上圆角和倒角尺寸参考表取轴端倒角为45o个轴肩处圆觉角求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的，HVH12104mm1图面面按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据式及上面的数据，取a，轴的计算应力计算=M(aT)213W前面选用轴的材料为钢，调制处理，由表1ca1轴上的轴承寿命计算hF=R2+R2=4402+2082=486NrNHNV1FRR42=461NrNH2NV2知F=F/2Y查sr表rrr0rF=F=F/2Y==152Ns1r121.6F=F=F/2Y==144Nsr21.6sas1放松压紧故F=F=152N，F=F+F=380Nas1a2s11aF152计算当量载荷：a1==0.313e，则，。F486r11pr1a1F380a2==0.824>e则，F461故=f(XF+YF)pr2a2验算轴承：取f=1，圆锥滚子轴承=t312故轴上的两个轴承满足要求。轴上轴承的寿命计算108107'h'hh2a大2a小rNVNH1r2NV2NH2知F=F/2Y，查表srrrr0rF=F/2Y=s1r1F=F/2Y=故F=F+FFa2s22a大2a小计算当量载荷：a1=F2759r1F+F>F+Fs12a小2a大s2压紧放松N1pr1a1F551F39862pr2a2验算轴承：取f=1，圆锥滚子轴承=，t3Lftch>L'10h160np60197.84385h210h260np60197.82741h1故轴上的两个轴承满足要求。轴上轴承的寿命计算hF=R2+R2=21992+2602=2214NrNHNV1r2NH2NV2知F=F/2Y查sr表rrr0rF=F/2Y=s1r1F=F/2Y=FFFs放松压紧FFNFFF1835Nasa1s11a计算当量载荷：a1==0.828>e，则，。F2214r11pr1a1F791a2==0.31e则，F2537核故=f(XF+YF)pr2a2验算轴承：取f=1，圆锥滚子轴承=t