带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书.docx
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带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书
设计人:
伍志刚
二00四年一月
目录
一.设计任务
二.传动方案的分析与拟定
三.电动机的选择
四.传动比的分配及动力学参数的计算
五.传动零件的设计计算
六.轴的设计计算
七.键的选择和计算
八.滚动轴承的选择及计算
九.连轴器的选择
十.润滑和密封方式的选择,润滑油的牌号的确定
十一.箱体及附件的结构设计和选择
十二.设计小结
十三.参考资料
一设计任务书
设计题目:
设计带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。
序号F(N)V(m/s)D(mm)生产规模工作环境载荷特性工作年限
3130000.45420单件室内平稳5年(单班)
二.传动方案得分析拟定:
方案1.方案2.
外传动为带传动,高速级和低速级均高速级,低速级,外传动均为圆柱轮.为圆柱齿轮传动.
方案的简要对比和选定:
两种方案的传动效率,第一方方案稍高.第一方案,带轮会发生弹性滑动,传动比不够精确.第二方案用齿轮传动比精确程度稍高.第二方案中外传动使用开式齿轮,润滑条件不好,容易产生磨损胶合等失效形式,齿轮的使用寿命较短.另外方案一中使用带轮,可用方便远距离的传动.可以方便的布置电机的位置.而方案二中各个部件的位置相对比较固定.并且方案一还可以进行自动过载保护.
综合评定最终选用方案一进行设计.
三.电动机的选择:
计算公式:
工作机所需要的有效功率为:
P=F·v/1000
从电动机到工作级之间传动装置的总效率为
连轴器η1=0.99.滚动轴承η=0.98闭式圆柱齿轮η=0.97.
V带η=0.95运输机η=0.96
计算得要求:
运输带有效拉力为:
13000N
工作机滚筒转速为:
0.45r/min
工作机滚筒直径为:
420mm
工作机所需有效功率为:
5.85kw
传动装置总效率为:
0.7835701
电动机所需功率为:
7.4KW
由滚筒所需的有效拉力和转速进行综合考虑:
电动机的型号为:
Y160M-6
电动机的满载转速为:
960r/min
四.传动比的分配及动力学参数的计算:
滚筒转速为:
20.4r/min
总传动比为46.91445
去外传动的传动比为3.5.
则减速器的传动比为:
=46.9/3.5=13.4
又高低速级的传动比由计算公式:
得减速器的高速级传动比为:
4.1.
低速级为:
3.2
各轴转速为:
=274.2r/min=65.7r/min=20.4r/min
各轴输入功率为
=7KW=6.7KW=6.4KW
各轴输入转矩为
=246945.9N·mm=979920N.mm
=991136N·mm
五.传动零件的设计
一.带传动的设计:
(1)设计功率为Pc=KaP=1×7.5=7.5
(2)∴根据Pc=7.5KW,n1=274.2857r/min,初步选用B型带
(3)小带轮基准直径取Dd1=125mm
Dd2=Dd1(1-ε)=×125×(1-0.02)mm=437.5mm
(4)验算带速v
v===6.283185m/s
(5)确定中心距及基准长度
初选中心距a0=780mm
符合:
0.7(Dd1+Dd2) 得带基准长度 Ld=2a0+(Dd1+Dd2)+ =2×780+(125+450)+mm =2500mm A=--=-= =399.1mm B== =13203.1mm 取a=781.5mm (6)验算小带轮包角α1 α1=180°××57.3°=156.1709>12 在要求范围以上,包角合适 (7)确定带的根数Z 因Dd1=125mm,i=3.5,V=6.2 P1=1.75KWΔP=.17KW 因α=156.1709°,Kα=.95 因Ld=2500mm, Z≥=== 取Z=4 (8)确定初拉力F0及压轴力FQ =250.15556993821N =1958.131N 高速级圆柱齿轮传动设计结果 1)要求分析 (1)使用条件分析 传递功率: P1=7.092537kW 主动轮转速: n1=274.2857r/min 齿数比: u=4.17437 转矩T1==246945.9 圆周速度: 估计v≤4m/s 属中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动 (2)设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案,包括: 一组基本参数: m、z1、z2、x1、x2、β、ψd 主要几何尺寸: d1、d2、a、…等 2)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 (1)选择齿轮材料、热处理方式 按使用条件,可选用软齿面齿轮,也可使用硬齿面齿轮,具体选择方案如下: 小齿轮: 45,调质,硬度范围229-286 大齿轮: 45,正火,硬度范围169-217 (2)确定许用应力 a.确定极限应力σHlim和σFlim 小齿轮齿面硬度为250 大齿轮齿面硬度为200 σHlim1=720,σHlim2=610 σFlim1=260,σFlim2=180 b.计算应力循环次数N,确定寿命系数Z_N、Y_N N1=60an_1t=60×1×274.2857×8=2.369828E+08 Z_N1=1Z_N2=1;Y_N1=1,Y_N2=1。 c.计算许用应力 3)初步确定齿轮的基本参数和类型 (1)选择齿轮类型 根据齿轮的工作条件,可选用直齿圆柱齿轮传动,也可选用斜齿圆柱齿轮传动,若为直齿圆柱齿轮,可将螺旋角设为0 (2)选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度,由表3-5初步选用8精度 (3)初选参数 初选: β=15°,z1=22,z2=z1×u=22×4.17437=92。 x1=0,x2=0,ψd=0.8 Z_H=2.45;Z_E=188.9√MPa;取Zε=0.87 Zβ= = =0.9828153 (4)初步计算齿轮的主要尺寸 由于选用软齿面齿轮的方案,该齿轮应先按接触强度设计,然后校核其弯曲强度根据接触强度的设计公式应先计算小齿轮的分度圆直径d1,计算d1前,还需首先确定系数: K、Z_H、Z_E、Zβ、Zε。 K_A=1, 取Kv=1.1,取Kβ=1.05,取Kα=1.1 则K=K_AKvKβKα=1×1.1×1.05×1.1=1.2705 Z_H、Z_E、Zβ、Zε的值取初选值 初步计算出齿轮的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸 =88.4mm ==88.4×cos15°/22mm=4mm 取标准模数mn=4mm则 a==4/2cos15°mm=236.043mm 圆整后取: a=240mm 修改螺旋角: β== =18°11′41″ =92.63158 齿轮圆周速度为: v=m/s =1.330335m/s 与估计值相近。 b=ψd×d1=.8×92.63158=74.1mm 取b2=75mm b1=b2+(5~10)mm=80mm (5)验算齿轮的弯曲强度条件。 计算当量齿数: Z_v1==25.6597 Z_v2==107.3043 得Y_FS1=4.25,Y_FS2=3.9。 取Yε=.72,Yβ=0.9 计算弯曲应力 2KT1 σF1=----------------=Y_FS1YεYβ=62.18564MPa<325 bd1m1 Y_FS2 σF2=σF1------------=57.06447MPa<225 Y_FS1 该方案合格。 小齿分度圆直径mm92.63158 大齿分度圆直径mm387.3684 小齿齿顶圆直径mm100.6316 大齿齿顶圆直径mm395.3684 小齿齿根圆直径mm82.63158 大齿齿根圆直径mm377.3684 小齿齿宽mm80 大齿齿宽mm75 中心距mm240 螺旋角°18.19487 低速级圆柱齿轮就传动设计结果 1)要求分析 (1)使用条件分析 传递功率: P1=6.742166kW 主动轮转速: n1=65.70708r/min 齿数比: u=3.211054 转矩: T1= =979920 圆周速度: 估计v≤4m/s 属中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动 (2)设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案,包括: 一组基本参数: m、z1、z2、x1、x2、β、ψd 主要几何尺寸: d1、d2、a、…等 2)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 (1)选择齿轮材料、热处理方式 按使用条件,可选用软齿面齿轮,也可使用硬齿面齿轮,具体选择方案如下所示: 小齿轮: 45,调质,229-286 大齿轮: 45,正火,169-217 (2)确定许用应力 a.确定极限应力σHlim和σFlim 小齿轮齿面硬度为250 大齿轮齿面硬度为200 σHlim1=720,σHlim2=610 σFlim1=260,σFlim2=180 b.计算应力循环次数N,确定寿命系数Z_N、Y_N N1=60an_1t=60×1×65.70708×8=5.677092E+07 N15.677092E+07 N2=-----=-----------=1.767984E+07 u3.211054 Z_N1=1Z_N2=1;Y_N1=1,Y_N2=1。 c.计算许用应力 取S_Hlim=1.3,S_Flim=1.6。 σHlim1Z_N1720×1 σHP1=-------------=---------Mpa S_Hmin1.3 =553.8462MPa σFlim2Z_N2610×1 σHP2=--------------=---------Mpa S_Fmin1.3 =469.2308MPa σFlim1Y_STY_N1260×2×1 σFP1=------------------------=---------------MPa S_Fmin1.6 =325MPa σFlim2Y_STY_N2180C2×1 σFP2=-----------------------------=--------------MPa S_Fmin1.6 =225MPa 3)初步确定齿轮的基本参数和类型 (1)选择齿轮类型 根据齿轮的工作条件,可选用直齿圆柱齿轮传动,也可选用斜齿圆柱齿轮传动,若为直齿圆柱齿轮,可将螺旋角设为0 (2)选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度,初步选用8精度 (3)初选参数 初选: β=15°,Z1=28,Z2=Z1×u=28×3.211054=90。 X1=0,X2=0, ψd=0.8 Z_H=2.45;Z_E=188.9√MPa;取Zε=0.87 Zβ=√cosβ=√cos15°=0.9828153 (4)初步计算齿轮的主要尺寸 由于选用软齿面齿轮的方案,该齿轮应先按接触强度设计,然后校核其弯曲强度根据接触强度的设计公式应先计算小齿轮的分度圆直径d1,计算d1前,还需首先确定 系数: K、Z_H、Z_E、Zβ、Zε。 得K_A=1,取Kv=1.1,取Kβ=1.05 ,取Kα=1.1 则: K=K_AKvKβKα=1×1.1×1.05×1.1=1.2705 Z_H、Z_E、Zβ、Zε的值取初选值 初步计算出齿轮的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸 =142.6 d1cosβ142.6×cos15° mn=-----------=---------------------mm z128 =5mm 取标准模数mn=5mm则 mn5 a=-------(z1+z2)=------------mm 2cosβ2cos15° =305.4065mm 圆整后取: =305mm 修改螺旋角: mn(z1+z2)5×(28+90) β=arccos------------=arccos-------------- 2a2×305 =14°42′44″ mn×z15×28 d1=-----------=-------------------mm cosβcos14°42′44″ =144.7458 齿轮圆周速度为: n1πd165.70708×π×144.7458 v=--------------=--------------------------------m/s 6000060000 =0.4979855m/s 与估计值相近。 b=ψd×d1=0.8144.7458=115.7mm 取b2=120mm b1=b2+(5~10)mm=125mm (5)验算齿轮的弯曲强度条件。 计算当量齿数: Z_v1= Z_v2= Y_FS1=4.1,Y_FS2=3.9。 取Yε=0.72,=0.9 计算弯曲应力 σF1==Y_FS1Yε =76.17229MPa<325 σF2=σF1==72.45657MPa<225Mpa 该方案合格。 小齿分度圆直径mm144.7458 大齿分度圆直径mm465.2542 小齿齿顶圆直径mm154.7458 大齿齿顶圆直径mm475.2542 小齿齿根圆直径mm132.2458 大齿齿根圆直径mm452.7542 小齿齿宽mm125 大齿齿宽mm120 中心距mm305 螺旋角°14.71234 六.轴的设计计算 1、选择轴的材料: 在减速器中有三根轴,传递的功率都属于中小型功率,故轴的材料可选择45钢,经调质处理,其机械性能及许用应力查表得: =650MPa,=360MPa, =300MPa,=155MPa,=60MPa。 2.初算最小轴径: 高速轴的最小轴径为=34.77551mm 中间轴的最小轴径为=55.0558mm 低速轴的最小轴径为=79.8641mm 3、轴的结构设计 按工作要求,轴上所支承的零件主要有带轮,齿轮,挡油盘及滚动轴承。 齿轮和带轮通过平键周向定位,齿轮的轴向通过轴环和挡油盘定位固定,带轮的轴向通过轴肩定位。 轴的受载简图如下: 各个力的计算过程如下: 高速轴的水平受力: R_hc=(-F_t1×(L0-L1)+F_t2×(L0-L2))/L2=-3914.8623853211(N) R_hd=-(R_hc+F_t1+F_t2)=-1419.1376146789(N) M_h1=L1×R_hc=-340593.027522936(N×mm) M_h2=L2×R_hc+F_t1×(L2-L1)=--6.00266503170133E-11(N×mm) 高速轴的竖直受力: R_vd= =2448.56574923547(N) R_vc=F_r2--F_r1--R_vd=--2534.56574923547(N) M_v1=L1×R_vc=-220507.220183486(N×mm) M_a1=d1/2×F_a1=71955(N×mm) M_v2=L2×R_vc+F_r1×(L2-L1)+M_a1=-266288(N×mm) M_a2=d2/2×F_a2=0(N×mm) R_c= =4663.70786319208(N) R_c= =2830.0928956(N) 高速轴的扭矩: Tc=0 Td=246945(N×mm) T1=246945(N×mm) T2=246945(N×mm) 高速轴的合成弯矩: M_1_1= =405742.584097711(N×mm) M_1_2= =371579.564183342(N×mm) M_2_1= =266288(N×mm) M_2_2= =0(N×mm) 高速轴的弯扭合成: 折合系数a=0.6 M_cac= =0(N×mm) M_ca1_1= =431949.654982253(N×mm) M_ca1_2= =400031.039305305(N×mm) M_ca2_1= =148167(N×mm) M_ca2_2=0(N×mm) M_cad= =304733.914806016(N×mm) 画出弯矩图: 由此可以得出危险截面的位置 其内径为60mm 高速轴的强度校核: 危险截面处弯矩M=266288 危险截面处扭矩T=246945 扭矩修正系数α=0.6 当量弯矩Mca= =304733.9(N×mm) 许用应力[σ]_1=95MPa 考虑键槽的影响,查附表6-8计算抗弯截面模量Wa 抗弯截面摸量Wa=16699.08 Mca 计算应力σca=----------=18.24854 Wa 因σca≤[σ]_1 故安全 高速轴的安全系数校核: (1)截面上的应力 危险截面处弯矩M=266288 危险截面处扭矩T=246945.9 弯曲极限σ_1=255 扭剪极限τ_1=140 抗弯截面摸量Wa=33673.95 抗扭截面摸量Wt=67347.89 M266288 弯曲应力幅σa=----=----------------=7.907835MPa Wa33673.95 T246945.9 扭剪应力幅τa=----=------------------=1.83336MPa 2WT67347.89 根据应力变化规律确定σm、τm 弯曲平均应力σm=7.907835MPa 扭剪平均应力τm=0MPa (2)材料的疲劳极限 轴材料为45 根据轴材料,取ψα=.15,ψτ=.08 (3)危险截面的应力集中系数 k_σ=1.76,k_τ=1.54 (4)表面状态系数及尺寸系数 β=.95 ε_σ=.78,ε_τ=.74 (5)考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数 Sα==14.76268 Sτ==34.85899 Sca= =13.5939>[S]=1.65 故安全 中间轴和低速轴的校核方法同上.经过计算的也合格. 七.键联接的选择 位置 轴径mm 型号 键长mm 键宽mm 接触高mm 高速轴 60 A 50 18 7 中间轴 85 A 63 22 9 低速轴 110 A 100 28 10 90 A 110 25 9 高速轴键的校核: 转矩T=246945 轴径d=60 平键型号为: A 平键接触长度l=32 平键接触高度k=4.4 联结类型为动联结 许用压强[P]=150 2T 计算压强P=-----------=58.46236 dlk 因P≤[P] 动联结平键强度校核合格 八.滚动轴承选择和校核: 经过分析可得各个轴均须承受一定的轴向力,故考虑选择角接触球轴承. 由各个轴的结构尺寸可查表可以选择: 高速轴选7213C,中间轴选7218C,低速轴选7220C 在此仅以高速轴的滚动轴承为典型进行校核 径向力和轴向力的计算公式为: : 设计需求: 轴承工作时间为14400小时 额定动负荷Cr=53800N 额定动负荷C0r=46000N 轴承负荷系数fp为1.1 温度系数ft为1 轴承1当量动负荷为=2519.94605542088N 轴承2当量动负荷为=4600.904151896N 由公式: 计算得: 轴承1计算寿命为591931.27小时 轴承2计算寿命为97255.79小时 九.联轴器的选择 选用弹性连轴器: 轴径为90mm公称转矩: 2800N.m 选用TL11GB4323-84 主动端: J型轴孔,A型键槽,95mm,=132mm 从动端: J1型轴孔,A型键槽,95mm,=132mm 十.润滑和密封方式的选择,润滑油的牌号的确定 所有轴承用脂润滑,滚珠轴承脂ZG69-2;齿轮用油润滑,并采用油池润滑的方式,牌号CKC150;这样对所有的轴承都要使用铸造挡油盘。 轴承盖上均装垫片,透盖上装密封圈 十一.箱体及附件的结构设计和选择 1).减速器结构: 减速器由箱体、轴系部件、附件组成,其具体结构尺寸见装配图及零件图。 2).注意事项: 1.装配前,所有的零件用煤油清洗,箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料; 2.齿轮啮合侧隙用铅丝检验,高速级侧隙应不小于0.211mm,低速级侧隙也不应小于0.211mm; 3.齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm.齿面接触斑点高度>45%,长度>60%; 4.角接触球轴承7213C,7218C,7220C的轴向游隙均为0.10~0.15mm,用润滑脂润滑. 5.箱盖与接触面之间禁止用任何垫片,允许涂密封胶和水玻璃.各密封处不允许漏油; 6.减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围 7.减速器外表面涂灰色油漆 8.按减速器的实验规程进行试验 十二设计小结 经过几周的课程设计,我终于完成了自己的设计,在整个设计过程中,感觉学到了很多的关于机械设计的知识,这些都是在平时的理论课中不能学到的。 还将过去所学的一些机械方面的知识系统化,使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强. 除了知识外,也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃,认真,并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。 在设计过程中,我们会碰到好多问题,这些都是平时上理论课中不会碰到,或是碰到了也因为不用而不去深究的问题,但是在设
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