帶式輸送機圓柱齒輪減速器(共26頁)

1、 PAGE 1 設計(shj)說明書題 目： 帶式輸送機上的圓柱齒輪減速器 院 （系）： 專 業(yè)： 學生(xu sheng)姓名： 學 號： 指導(zhdo)教師： 職 稱： 2015年1月18日 目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc437426917 1設計(shj)任務 PAGEREF _Toc437426917 h 2 HYPERLINK l _Toc437426918 1.1 設計(shj)目的 PAGEREF _Toc437426918 h 2 HYPERLINK l _Toc437426919 1.2 設計(shj)要求 PAGEREF _Toc

2、437426919 h 3 HYPERLINK l _Toc437426920 2 運動方案分析以及確定設計方案 PAGEREF _Toc437426920 h 4 HYPERLINK l _Toc437426921 2.1 傳動方案分析 PAGEREF _Toc437426921 h 4 HYPERLINK l _Toc437426922 2.2 電機選擇及分析傳動比 PAGEREF _Toc437426922 h 5 HYPERLINK l _Toc437426923 2.3各級傳遞之間的數(shù)據(jù)參數(shù)分析 PAGEREF _Toc437426923 h 6 HYPERLINK l _Toc43

3、7426924 2.4傳動參數(shù)計算分析 PAGEREF _Toc437426924 h 6 HYPERLINK l _Toc437426925 3 傳動軸的設計與驗算 PAGEREF _Toc437426925 h 15 HYPERLINK l _Toc437426926 3.1 I軸的設計計算 PAGEREF _Toc437426926 h 15 HYPERLINK l _Toc437426927 3.2 II軸的設計計算 PAGEREF _Toc437426927 h 19 HYPERLINK l _Toc437426928 方案二： PAGEREF _Toc437426928 h 21

4、HYPERLINK l _Toc437426929 4 總結 PAGEREF _Toc437426929 h 25 HYPERLINK l _Toc437426930 參考文獻 PAGEREF _Toc437426930 h 261設計(shj)任務1.1 設計(shj)目的設計(shj)一用于帶式輸送機上的圓柱齒輪減速器。兩班制工作，工作有輕微振動，工作期限為5年。單向轉動，滾筒效率0.97。曳引帶的允許速度誤差在5%以內。減速器小批量生產。設計原式數(shù)據(jù)要求如表1所示。表1 數(shù)據(jù)要求原始數(shù)據(jù)曳引帶拉力F(N)1800曳引帶速度V(m/s)1.5滾筒直徑D（mm）350V帶傳動比i31.2 設

5、計要求1，確定傳動方案，并繪制(huzh)原理方案圖；2，設計(shj)減速器；3，完成(wn chng)減速器裝配圖，部分零件圖；4，編寫設計說明書一份； 2 運動方案分析以及確定設計方案2.1 傳動方案分析根據(jù)設計任務要求，本設計為一級減速器的設計，其輸出軸和輸入軸呈垂直狀態(tài)，傳動方案如圖1所示。圖1 設計運動方案其中各重要部件的選擇如表2所示。表2 部件的選擇目的設計計算與說明主要結果動力源電動機聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器齒 輪直齒直輪傳動高速級做成直齒，低速級做成直齒軸 承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承帶 輪V帶輪2.2 電機(dinj)選擇及分析傳動比電動機輸出功率的計算(j sun)：工作

6、機所需有效(yuxio)功率P：F=18000.34=6.4 w 圓柱直的傳動（七級精度）效率為：=0.97圓柱齒輪的傳動（七級精度）效率為： =0.98球軸承傳動效率（四對）為=0.99彈性聯(lián)軸器傳動效率（一個）取=0.99運輸齒輪效率為：=0.96要求電動機輸出的有效功率為：= kw電動機的轉速 電動機轉速 型號額定功率P (KW)滿載轉速n(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132m1-649602.02.2傳動(chundng)系統(tǒng)的總傳動為：分配(fnpi) 2.3各級傳遞(chund)之間的數(shù)據(jù)參數(shù)分析首先進行對電機軸的計算如下：轉速：輸入功率：輸出轉矩：對高速軸和低速

7、軸傳動分析：高轉速轉速：輸入功率： 輸出轉矩：低速軸轉速：輸入功率：輸出轉矩：將以上計算結果整理后列于下表3所示：表3 數(shù)據(jù)整理項目電動機軸軸軸轉速96024030功率kw3.83.63.4轉矩Nm37.8143.251082傳動比34效率0.960.972.4傳動(chundng)參數(shù)計算分析傳動件的設計(shj)計算傳動(chundng)精度8級材料 小齒 40 Gr 調質 硬度250HBw 大齒 45 鋼 調質 硬度 220HBw高速級齒輪設計壓力角取20初選小齒輪數(shù)大齒輪齒數(shù)由公式K=1.2計算小齒輪傳遞的轉矩查表選取齒寬系數(shù)查表查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa查表查得正域

8、系數(shù)ZH=2.5查公式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z2計算接觸疲勞許用應力【6H】查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：，計算應力循環(huán)次數(shù)查得接觸疲勞(plo)壽命系數(shù)，取失效(sh xio)根率為1%安全系數(shù)s=1,計算(j sun)得到 取和中較小體為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即【6H】=6H=523MPa計算小齒輪分度圓直徑調整小齒輪分度直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v：齒寬b計算實際載荷系數(shù)由表10-2得使用系數(shù)根據(jù)v=9.0m/s七級精度由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.1齒輪圓周力由10-3得齒輪間載荷分配系數(shù)用插值達查得七級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷

9、系數(shù)K=1.421，由此得實際載荷系數(shù)分度圓直徑齒輪(chln)模數(shù)：按齒根(ch n)彎曲疲勞強度設計計算(j sun)模數(shù)即：選:計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算查得齒形系數(shù)查得應力修正系數(shù)查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為查得彎曲疲勞壽命系數(shù):取得彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4查表得：=0.0138mPa試算模數(shù)調整(tiozhng)齒輪模數(shù)1.圓周(yunzhu)速度v2.齒寬b:3.實際(shj)載荷系數(shù)由V=6.24m/s七級精度查圖10-8得Kv=1.08由查表得齒間載荷值法查得得：,則載荷系數(shù)查表的：對比結果取,則互為質數(shù)幾何尺寸的計算1.分度圓直徑2.計算中心距：3.計算

10、齒輪寬度：考慮誤差（5-10）mm保證設計 4.圓整中小距后的強度校核5.計算變位系數(shù)和6.分配(fnpi)系數(shù)7.10-216知坐標(zubio)點位于(wiy)L14線和L15之間，按兩條做射線，再從橫坐標的處作垂直線，與射線交點的縱坐標分別為2，齒面接觸疲勞強度校核滿足要求且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降按前做法8.結構設計及繪制齒輪零件圖9.主要設計結論：小齒輪選用40Cr（調質）大齒輪選用45鋼（調質）齒輪按7級精度設計設計低速級圓柱直齒傳動設計計算說明（1）選用七級精度（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24大齒輪(chln)Z2=i2Z1=5取Z2=120由設計(shj)計算公式進行試算，即

11、確定(qudng)公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)Kt=1.3（2）計算小齒輪傳遞的轉矩 T2=95.5=1.35（3）選取齒寬系數(shù)（4）差得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8upa（5）按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限小齒輪的接觸疲勞強度極限（6）由公式N=60njlh （7）由表查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)Zu=1 N2=1.05 (8)計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1 計算確定小齒輪分度圓直徑dit，代入中較小的值 （1）計算小齒輪的分度圓直徑dit,由計算公式得：=69.6m（2）計算(j sun)圓周速度vv=(2)計算(j sun)齒度b b=(3）

12、計算(j sun)模數(shù)與齒高 模數(shù) 齒高 （4) 計算齒寬與齒高之比 （5）計算載荷系數(shù)K。 根據(jù)v=1.09m/s，由查表得K=1.02，查表的知使用系數(shù)K=1，齒間載荷分配系數(shù)K=1.1，查表查得K=1.1 故載荷系數(shù)： K=KKKK =1=1.2342 （6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： （7）計算模數(shù)m m=按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： 確定計算(j sun)參數(shù)計算載荷(zi h)系數(shù)。 K=KKKK=1 =1.2342查取齒形系數(shù)(xsh) 查表查得Y=2.65，Y=2.226查取應力校正系數(shù) 查表查得Y=1.58，Y=1.766查表查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=46

13、0MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=410MP取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.92，K=0.94計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，則有： =325.54Mp =296.46MP 計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.0127 =0.0133經比較大齒輪的數(shù)值大。 設計計算m=2.292對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m =2.3mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： =29.634取Z=30，則Z5=150幾何尺寸(ch cun)計算（1）計算(j sun)分度圓直徑 mm （2）計算中心(j sun zhn xn)距 a =207

14、mm （3）計算齒輪寬度 b=驗算所以，設計合理3 傳動軸的設計與驗算3.1 I軸的設計計算（1）求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=3.4KW，n=2890r/min，T =1.12 N（2）求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=55mm 而 F=4072N F=F4072=1482N（3）初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取(xunq)軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表，取A=110，于是(ysh)得： d=A=26.26mm因為(yn wi)軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=27.573mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm

15、，查表知帶輪寬B=63mm故此段軸長取65mm。（4）軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖2 所示。 圖2 軸上零件裝配方案 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a.I-II段是與帶輪連接的其d=28mm，l=65mm。 b.II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=7.2mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為25mm。故取l=60mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=30mm。 初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據(jù)d=30mm，由軸承目錄里初選角接觸球軸承其尺寸為d=

16、25mm52mm15mm故d=24mm。又右邊采用軸肩定位取=31mm所以l=115mm，=31mm，=10mm 取安裝齒輪段軸徑為d=30mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為58mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=55mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用角接觸球軸承，則此處d=24mm。取l=35mm軸上零件(ln jin)的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位(dngwi)均采用平鍵連接。按d由表查得平鍵截面(jimin)b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為50mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接

17、用平鍵 ，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表取軸端倒角為1.其他軸肩處圓覺角見圖。求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖3所示 圖3 軸的受力分析 現(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=1680N F=-296N F=483N F=175N M=97388N M=-138208 M=28000N M=101333N M=138236N T=1.12N按彎扭合成(hchng)應力校核軸的強度進行校核時，通常(tngchng)只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以

18、看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算(j sun)應力: =53MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由表 查得=60Mp，故安全。首先，計算滾珠絲杠的轉動慣量：已知滾珠絲杠的密度，則有根據(jù)滾軸絲杠的轉動慣量來計算折算到絲杠軸上的移動部件的轉動慣量：已知橫向進給系統(tǒng)執(zhí)行部件的總質量為m=28kg；絲杠軸每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=0.6cm則計算加在電動機軸上總負載轉動慣量 根據(jù)轉動慣量來計算折算到電動機軸上的切削負載力矩已知在切削狀態(tài)下的軸向負載力，絲杠每轉一圈，機床執(zhí)行部件軸向移動的距離L=6mm=0.006m，進給傳動系統(tǒng)的傳動比i=6.25總

19、效率=0.85，則有 計算折算到電動機上的摩擦負載力矩 已知在不切削狀態(tài)(zhungti)下的軸向負載力矩，則有 計算(j sun)由滾珠絲杠預緊力產生的并折算到電動機軸上的附加(fji)負載力矩 已知滾珠絲杠螺母副的效率，滾珠絲杠螺母副的預緊力為 折算到電動機軸上的負載力矩T的計算。 空載時（快進力矩），為 切削時（工進力矩），為3.2 II軸的設計計算方案一：求軸上的功率，轉速和轉矩+3 由前面的計算得P=3.4KW，n=2890，T =1.12N求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=260mm d=85mm 而 F=86N F=F86=31N 同理可解得： F=64N

20、，F(xiàn)=F23N初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表，取A=110，于是得： d=A=34.6mm 因為(yn wi)軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=36.3mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為(yn wi)軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選角接觸(jich)球軸承其尺寸為：d=故d=40mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取23mm所以l=40mm 軸的結構設計 a.擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖4所示 圖4 裝配分析據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 b.II -III段為高速級大齒輪，

21、由前面可知其寬度為53mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=50mm，d=44mm。 c.III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =20mm，d=48mm。 d.IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為90mm可取l=87mm，d=44mm e.V-VI段為軸承同樣選用角接觸球軸承，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為20mm則 l =41mm d=40mm f.軸上零件的周向定位 g.兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表查得平b,按d得平鍵截面b=其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，此處選軸的

22、直徑尺寸公差為m6。 h.確定(qudng)軸上圓角和倒角尺寸 參考(cnko)表取軸端倒角為1.2.各軸肩處圓覺角見圖。求軸上的載荷(zi h) 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖5?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=470N F=3077N F=1102N F=1443N M=70060N M=227720Nmm M=-164198N M=-106782N M=178520N M=289349N T=2.73N 圖5 軸受力分析按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側是軸的危險截面,對

23、該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 =85.2MP前面選用軸的材料(cilio)為45鋼，調制處理，由表查得=60Mp，。綜上所述該軸安全(nqun)。方案(fng n)二：求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=3.27KW，n=231.2r/min，T=1.35N求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=280mm而 F=964.29N F=F964.29351N初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)表取A=110，于是得： d=A58.6mm同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩T=KAT3 QUOT

24、E 查表取K=1.3.則：T QUOTE KAT3=1.3x1.35x105=175500 QUOTE 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件查表可選用YL11型凸緣（GB/T 5843-2003）聯(lián)軸器。其公稱轉矩為1000N。半聯(lián)軸器長圓柱形孔（Y型）孔徑d=50mm，故取d=50mm半聯(lián)軸器長度L=62mm 軸的結構設計 a.擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6所示。圖6 裝配(zhungpi)分析 b.據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑(zhjng)和長度 c.為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位(dngwi)，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=54mm；左端用軸端擋圈定

25、位取軸端擋圈直徑D=54mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為62mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l=50mm.d.II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=7.2mm。據(jù)d =54mm和方便拆裝可取l=20mm。 e.初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=55mm，由軸承目錄里初選6211號其尺寸為d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右邊是軸肩定位，d=59mm，l=85.5mm，d=59mm，l=10mm。f.取安裝齒輪段軸徑為d=59mm，已知齒輪寬為85mm取l=82mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=2mm則此處d=55mm。取l=43mmg.軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。由表查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為100mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵bh