圆柱锥齿轮二级减速器5-b机械设计说明说西工大

设计题目：设计一链板式输送机传动装置 2计计算说明书目录 过程及计算说明一链板式输送机传动装置微振动，使用期10年(每年300个工作日)，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。链板式输送机的传(5—B)原始数据：输送链的牵引力F=6kN；输送链的速度v=0.5m/s；输送链链轮节圆直径D=399m。作机所需功率Pw：=vw/(1000nw)3因为F=6kN；v=0.5m/s；nw=0.95，把数据带入式子中，所以轮效子链效率=0.96。n=n联轴器n锥n圆柱n轴承n滚子链=0.990.970.970.9930.96=0.8677⑶所需电动机的功率Pd：Pd=/nPm：按Pm≥Pd选取电动机型号。故选Pm=4kW的电动机的确定：=601000v/(d)=23.9331r/min4、电动机型号的确定电动机工作功率Pm=转速nm=4、1000和1500r/min，额定功率为4kW。额定功率kW满载转速nm(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-64计算总传动比及分配各级的传动比2、分配各级传动比:设减速器的传动比为i减，高速级锥齿轮传动比为i1，低速级圆柱齿轮传动比故i1=i减i链，取i链=4，则有i减=i/i链=10.0279①电机轴的转速nd:nd=nm=960r/min选择YMi2=4i3=4.0115②高速轴的转速n1：n1=nd=960r/min③中速轴的转速n2：n2=n1/i1=960/2.5=384r/min④低速轴的转速n3：n3=n2/i2=384/4=96r/min⑤工作轴的转速n4：n4=n3/i链=96/4.011=23.934r/min③中速轴的输入功率P2:P2=P1n锥齿轮n球轴承=3.960.970.99=3.8028kWP3=P2n圆柱齿轮n球轴承=3.8030.980.99=3.6895kW轴的转速P4：P4=P3n滚子链n球轴承=3.6890.960.99=3.5065kW①电机轴的输入功率Td:Td=9550=9550=39.7917N.m②高速轴的输入转矩T1:T1=9550=9550=39.39N.m③中速轴的输入转矩T2:T2=9550=9550=94.57N.m④低速轴的输入转矩T3:T3=9550=9550=367N.m⑤工作轴的输入转矩T4:T4=9550=9550=1399N.mTdTTTT依次为电动机轴，高速轴，低速轴，链轮轴和工作机轴67轴名4146、验证带速v===0.50001934m/s动机驱动，使用期为10年(每年工作300天)，两班制，输送机连续单向运转， (1)选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数To2)该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度。硬BSHBS8zz5=62.5，取z2=63(2)按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即d1t>2.923Z[]1)小齿轮转矩T1=39400N.m2)试取载荷系数Kt=1.63)选取齿宽系数0R=0.314)由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa26)计算应力循环次数N2=N1/u=2.7648/2.5=1.10592〉10919查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.93KHN2=0.958)计算接触疲劳许用应力[H]1=KHN1lim1/S=0.93〉600=558MPa[H]2=KHN2lim2/S=0.95〉570=541.5MPa9)试算小齿轮分度圆直径d1t>2.923Z[]70.863m10)计算圆周速度vz1=25z2=639v=(dm1n1)/(601000)=(60.23960)/(601000)=3.027m/s11)计算载荷系数KV1.15KHaKFa=1.4KHbe=1.25由KH=KF=1.5KHbe=1.51.25=1.875K=KKKK=KKKK=1.251.11.41.875=3.60912)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t=60.2333.609/1.6=92.93mm=d1/z1=92.93/25=3.72m取标准值m=3.5m13)计算齿轮的相关参数d1=mz1=3.525=87md2=mz2=3.563=220mR=d1=92.93=117.1m14)确定并圆整齿宽d1=87md2=220mb圆整取B2=35m，B1=40m1)确定弯曲强度载荷系数K=KKKK=KKKK=1.25x1.1x1.4x1.875=3.6092)计算当量齿数10-5得4)计算弯曲疲劳许用应力KFN1=0.82，KFN2=0.85FN1=440MPaFN2=425MPa用弯曲应力[F]1=KFN1FN1/SF=0.82x440/1.4=258.9MPa[F]2=KFN2FN2/SF=0.85x425/1.4=258.9MPa5)校核弯曲强度式2KTYY 1Fa12KTYYFbmR)2z1=35x3.52x(1一0.5x0.3)2x25MPaB1=40mB2=35m2KTYY 1Fa22KTYYbmRzbmRz.斜齿圆柱齿轮的设计计算动机驱动，使用期为10年(每年工作300天)，两班制，输送机连续单向运转， (1)选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1)选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2)该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。度为280HBS，大齿轮为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为BS4)选小齿轮齿数z1=24，大齿轮z2=4〉24=965)选取螺旋角。初选螺旋角=14。(2)按齿面接触疲劳强度进行设计计算1)小齿轮转矩T2=94570N.m2)试取载荷系数Kt=1.63)由图10-30选取区域系数ZH=2.43316查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa25)由表10-7选取齿宽系数0d=16)由图10-26查得c1=0.79，c2=0.89，则c=c1+c2=1.687)由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，8)计算应力循环次数N2=N1/u=1.1059〉109/4=2.7648〉10819查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.9810)计算接触疲劳许用应力[H]1=KHN1lim1/S=0.96〉600=576MPa[H]2=KHN2lim2/S=0.98〉550=539MPa则[H]===537.5MPa11)试算小齿轮分度圆直径d1t12)计算圆周速度vv=(d1tn2)/(60〉1000)=(〉5.61〉384)/(60〉1000)=1.078m/s13)计算齿宽b及模数mntb=0dd1t=1〉53.61=53.61mmnt===2.167mh=2.25mnt=2.252.167=4.877mb/h=53.61/4.877=10.9914)计算纵向重合度15)计算载荷系数K由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2由表10-9得轴承系数KH=1.42K=KKKK=KKKK=1.251.051.21.42=2.236516)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t3K/Kt=53.6132.2365/1.6=59.94m(3)按齿根弯曲疲劳强度设计1)确定弯曲强度载荷系数K=KKKK=KKKK=1.251.051.21.35=2.12633)计算当量齿数zv1=z1/cos3=24/cos314。=26.272zv2=z2/cos3=96/cos314。=105.0894)查表10-5得5)计算弯曲疲劳许用应力KFN1=0.89，KFN2=0.9FN1=500MPaFN2=380MPa用弯曲应力[F]1=KFN1FN1/SF=0.9500/1.4=317.9MPa[F]2=KFN2FN2/SF=0.99380/1.4=244.3MPa6)计算大小齿轮的YFaYSa/[F]并加以比较11=2.5921.596=0.01301=2.1761.794=0.01598F252.4297)模数mntmnt>3.=1.765m对比计算结果，取mnt=2m，已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径d1=59.94m，来z1===29.088)计算中心距a===149.439m将中心距圆整为a=150m9)按圆整后的中心距修正螺旋角z1=29z2=116a=150m=arccosarccoso50610)计算大、小齿轮的分度圆直径d1===60md2===240m11)计算齿轮宽度b=0dd1=160=60m取B1=60m；B2=65m12)计算齿顶高、齿根高hf、齿全高h、顶隙c：=mn=12m=2mhf=(+n=(1+0.25)2m=2.5mh=+hf=2.5+2=4.5mc=c*mn=0.252m=0.5m13)计算齿顶圆直径da1、da2、齿根圆直径df1、df2：da1=d1+2=(60+22)m=64mda2=d2+2=(240+22)m=244mdf1=d1一2hf=(60一22.5)m=55mdf2=d2一2hf=(240一22.5)m=235m14)齿轮旋向：(4)大齿轮结构设计D0=da一142=216m，C=(0.2一0.3)B=15mD3=1.6D4=80m，故D4=50md1=60md2=240mB1=60mB2=65mD1=(D0+D3)/2=148m，D2=(0.25-0.35)(D0-D3)=34m3.链传动的设计计算由电动机驱动，使用期为10年(每年工作300天)，两班制，输送机连续单向运1)选择链轮齿数取小链轮齿数z1=192)确定计算功率3)选择链条型号和节距16A，由表9-1查得节距p=25.4m。4)计算链节数和中心距a0=(30-50)p=(30-50)〉25.4=762-1270m=2〉++))||2如128.33mz9z2=76p=25.4ma=f1p[2LP(z1+z2)]5)计算链速v，确定润滑方式v==0.772m/s6)计算压轴力FP链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15则FPKFp=1.153822.54396N7)计算链轮主要几何尺寸d1=sin取取=154.32md2=sin取取=614.64m8)链轮材料的选择与处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况采取两班制，工作时有轻微振动。9)①大链轮结构设计：d1=154.32md2=614.64mda2max=d+1.25Pd1=630.5m小链轮齿顶圆直径da1max：齿全宽bf2：bf2=pt+bf1+0.93b10.9315.75=30.40mm算轴的设计计算1．已知：P1=3.96KW,n1=960r/min,T1=39.4N.m2．选择材料并按扭矩初算轴径考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=18.44×mm2mm器CA1T=KT=1.539.4=59.7NCA1半联轴器的孔径d1=24m,故取d12=24m，轴孔长度L=52mm，联轴器的轴配轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图：(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接ddmmlmm承均系采用轴肩定位，查表15-3，mmlmml40mm。半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于m配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔计算及校核①求平均节圆直径:已知d1=87m受力：已知T1=39.4Nm,则轴向力：Fa1=Ft1.tan.sin61=144N⑴绘制轴受力简图(如下图)aFbFrFb1.ab一Fr1.ac+M=0M=Fa1.dm1/2NFaFbFt=0Fb2.ab一Ft1.ac=0⑶求弯矩，绘制弯矩图(如下图)M1=Fa1.ab=13954.5NmM2=M=Fa1.dm1/2=5324.4NmM3=Fa2.ab=57004.5NmM4==58687.7NmM5=M2=5324.4NmT=Ft1.dm1/2=39400.6Nm算强度力ca=4W=0.1303=23.4MPa MTca=4W=0.1303=23.4MPa1．已知：P1=3.8028KW,n1=384r/min,T1=94.57Nm2．选择材料并按扭矩初算轴径根据课本P235(10-2)式，并查表10-2，取A0=115dmin=11533.8028/384=25.6m，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽， (1)拟定轴的装配方案如下图(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列角接触球轴承，参照工作要求并根据d12=d5626m，查《机械设计课程设计》P153，表15-3。取7307AC型，尺寸dDT=30m72m19m故d12=d56=30mm，此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4，轴定位轴肩高度l56=40m。大锥齿轮与轴、小圆柱斜齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并bhmLB5~10)=56mm。配合均用H7/K6，滚动轴承4.轴强度的计算及校核(1)小斜齿轮受力：小斜齿轮分度圆直径：已知d1=60m，T=94.57Nm，则rN轴向力：Fa3=Ft3.tan=835N(2)锥齿轮受力：轴向力：Fa2=360.1N(3)绘制轴受力简图(如下图)(4)轴承支反力：水平面上的支反力：Fa1+Fr2一Fr3+Fd1=0Fr2.ab一M'一Fr3.ac一M'+Fd1.ad=0M'=Fa2.dm2/2M'=Fa3.d3/2垂直面上的支反力：Fa2+Ft2+Ft3一Fd2=0Ft2.ab+Ft3.ac+Fd2.ad=0N(5)求弯矩，绘制弯矩图(如下图)M1=Fa1.ab=10737.1NmM2=M1+M'=22932.3NmM3=M2一(Fa1一Fr2).bc=17827.8NmM4=M3+M'=42877.8NmM5=Fa2.ab=69024.9NmM6=M5+(Fa2一Ft2).bc=93237.4Nm(6)合成弯矩：M7==69855NmM8==72735NmM9==94926.5NmM10==102624.2Nm(7)求扭矩：T=Ft2.dm2/2=99633.6Nm(8)判断危险截面并验算强度ca=10W=0.1353=27.7MPa ca=10W=0.1353=27.7MPa输出轴设计(Ⅲ轴)T=1399Nm,大圆柱齿轮的分度圆直径为d=240m，齿轮宽度B=60m。[0]b=98Mpa。2.按扭矩初算联轴器处的最小直径先据表12-2，按45钢(调质)取A0=115，则：dmin=A0=38.8m，细处直径为d1=40m。(1)拟定轴的装配方案如下图：7业发展分析逐年扩大，产业链不断完善。各项噪声振动污染防治行业数据表明，关振染8配股利、清算以及进行其他需要确由董事会或股东大会召集人确定股权登记日。；9阅有关信息或索取资料，需提供书面文件证明的合法权益，包括通过民事诉讼实际控制人及其他关联方与公司发生的经MMM5=M1=439600Nm=150329Nm=62=150329Nm=624M7=M+M=270134NmT=Ft4.d2/2=378240Nm算强度 MT6002+(0.6378240)2 MT6002+(0.6378240)2(2)疲劳强度校核1)判断危险截面2)截面I右侧抗弯截面系数：W=0.1d3=0.1503=12500m3抗扭截面系数：WT=0.2d3=0.2503=25000m3截面I右侧的弯矩：M=439600一(M5一421330Nm截面I上的扭矩：T=378240Nm截面上的弯曲应力：b==33.7MPa截面上的扭转切应力：T==15.1MPa。查表可知：=2.0，=1.32轴材料的敏性系数q=0.82,q=0.85轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数=T=0.92轴未经表面强化处理，即q=1KkT一1=KkT一1=1.60TTTQT=0.05-0.1，取QT=0.05-1S275-1S=Ka+Q=Ka+QmTS=-1TTKTTa+QTTmSca==3.06S=1.5两个轴承分别受到的总的径向力为：Fr1=558.9N,Fr2=1682.4N查表可知：e=0.68,Cr=32800NFd1=0.68Fr1=380NFd2=0.68Fr2=1144NFa1=Fd2一Fa=1000NFa2=Fd2=1144N=0.68=e，故：X2=1,Y2=0轴承1：P1=(X1Fr1+Y1Fa1)=1099N轴承2：P2=(X2Fr2+Y2Fa2)=1682.4NNLh=()3=128650h=27年两个轴承分别受到的总的径向力为：Fr1=942.7N,Fr2=2590.4N查表可知：e=0.68,Cr=32800NFd1=0.68Fr1=641NFd2=0.68Fr2=1761.5NFa1=Fd2一Fa=1286.6NFa2=Fd2=1761.5N=0.68=e，故：X2=1,Y2=0轴承1：P1=(X1Fr1+Y1Fa1)=1505.8N轴承2：P2=(X2Fr2+Y2Fa2)=2590.4NNLh=()3=128650h=18.4年两个轴承分别受到的总的径向力为：Fr1=7802N,Fr2=3863N查表可知：e=0.68,Cr=55500NFa1=5305.4NFa2=4470N.68=e，故：X1=1,Y1=0eXY=0.87轴承1：P1=(X1Fr1+Y1Fa1)=7802N轴承2：P2=(X2Fr2+Y2Fa2)=5473NLh=()3=62494h=13年的计算校核轴径d1=24m，T1=39.39N.m，l=L一b=24mpdl24pdl24724=39MPa[p]=110MPa轴径d2=30m，T2=39N.m，l=L一b=24mpdl=30pdl=30724=31MPa[p]=110MPa中间轴的键的校核计算：轴径d1=35m，T1=94.57N.m，l=L一b=46mpd1l=35pd1l=35846=29.4MPa[p]=110MPa轴径d2=35m，T2=93.6N.m，l=L一b=22mp2=d2l=35p2=d2l=35822=60.8MPa[p]=110MPa核：轴径d1=40m，T1=363N.m，l=L一b=44mpdl40pdl40844=103MPa[p]=110MPa求轴径d2=55m，T2=367N.m，l=L一b=40mp=d2l=55p=d2l=551040=66.7MPa[p]=110MPa箱的设计箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部R2a268618ddfn6dd0D0bb1bBbb8877S>