自動送料帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的一級直齒輪減速器說明書

1、自動送料帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置中的一級直齒輪減速器說明書,相關(guān)數(shù)據(jù)和裝配圖一.總體布置簡圖1電動機(jī);2聯(lián)軸器;3齒輪減速器;4帶式運(yùn)輸機(jī);5鼓輪;6聯(lián)軸器二.工作情況:載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)三.原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩T(Nm:850鼓輪的直徑D(mm:350運(yùn)輸帶速度V(m/s:0.7帶速允許偏差(%:5使用年限(年:5工作制度(班/日:2四.設(shè)計內(nèi)容1. 電動機(jī)的選擇與運(yùn)動參數(shù)計算;2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核;6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫五.設(shè)計任務(wù)1.減速器總裝配圖一張2.齒輪、軸零件圖各一張3.設(shè)計說明書一份六.設(shè)計

2、進(jìn)度1、第一階段:總體計算和傳動件參數(shù)計算2、第二階段:軸與軸系零件的設(shè)計3、第三階段:軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段:裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機(jī)構(gòu)類型為:同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析論證。本傳動機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)是:減速器橫向尺寸較小,兩大吃論浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,軸向尺寸大,中間軸較長、剛度差,中間軸承潤滑較困難。電動機(jī)的選擇1.電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是:載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)(IP44系列的電動機(jī)。2.電動機(jī)容量的選擇1工作機(jī)所需功率PwPw=3.4kW2

3、電動機(jī)的輸出功率Pd=Pw/=0.904Pd=3.76kW3.電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇nd=(i1i2innw初選為同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)4.電動機(jī)型號的確定由表20-1查出電動機(jī)型號為Y132M1-6,其額定功率為4kW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min?；痉项}目所需的要求計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1.計算總傳動比由電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為:i=nm/nwnw=38.4i=25.142.合理分配各級傳動比由于減速箱是同軸式布置,所以i1=i2。因為i=25.14,取i=25,i1=i2=5速度偏差為0.5%5%,所

4、以可行。各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項目電動機(jī)軸高速軸I 中間軸II 低速軸III 鼓輪轉(zhuǎn)速(r/min960 960 192 38.4 38.4功率(kW4 3.96 3.84 3.72 3.57轉(zhuǎn)矩(Nm39.8 39.4 191 925.2 888.4傳動比 1 1 5 5 1效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97傳動件設(shè)計計算1.選精度等級、材料及齒數(shù)1材料及熱處理;選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。2精度等級選用7級精度;3試選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪齒數(shù)z2=100的;4選取螺

5、旋角。初選螺旋角=142.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷,所以通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行計算按式(1021試算,即dt1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1試選Kt=1.6(2由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433(3由表10-7選取尺寬系數(shù)d=1(4由圖10-26查得1=0.75,2=0.87,則=1+2=1.62(5由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa(6由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa;大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550MPa;(7由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=601921(28300

6、5=3.3210e8N2=N1/5=6.64107(8由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95;KHN2=0.98(9計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式(10-12得H1=0.95600MPa=570MPaH2=0.98550MPa=539MPaH=H1+H2/2=554.5MPa2計算(1試算小齒輪分度圓直徑d1td1t = =67.85(2計算圓周速度v= = =0.68m/s(3計算齒寬b及模數(shù)mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt= = =3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=

7、8.89(4計算縱向重合度= =0.3181tan14 =1.59(5計算載荷系數(shù)K已知載荷平穩(wěn),所以取KA=1根據(jù)v=0.68m/s,7級精度,由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11;由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同,故KH=1.12+0.18(1+0.61 11 +0.2310 67.85=1.42由表1013查得KF=1.36由表103查得KH=KH=1.4。故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05(6按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式(1010a得d1= = mm=73.6mm(7計算模數(shù)mnmn = mm=3.743.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式(

8、1017 mn1確定計算參數(shù)(1計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96(2根據(jù)縱向重合度=0.318dz1tan=1.59,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0。88(3計算當(dāng)量齒數(shù)z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47(4查取齒型系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172(5查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798(6計算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MP

9、a(7計算大、小齒輪的并加以比較= =0.0126= =0.01468大齒輪的數(shù)值大。2設(shè)計計算mn =2.4mn=2.54.幾何尺寸計算1計算中心距z1 =32.9,取z1=33z2=165a =255.07mma圓整后取255mm2按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”3計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 =85.00mmd2 =425mm4計算齒輪寬度b=dd1b=85mmB1=90mm,B2=85mm5結(jié)構(gòu)設(shè)計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm,故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II軸:1.初

10、步確定軸的最小直徑d =34.2mm2.求作用在齒輪上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NF a1=Fttan=223N;Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1擬定軸上零件的裝配方案i. I-II段軸用于安裝軸承30307,故取直徑為35mm。ii. II-III段軸肩用于固定軸承,查手冊得到直徑為44mm。iii. III-IV段為小齒輪,外徑90mm。iv. IV-V段分隔兩齒輪,直徑為55mm。v. V-VI段安裝大齒輪,直徑為40mm。vi. VI-VIII段安裝套筒和軸承,直徑為35mm。2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.

11、I-II段軸承寬度為22.75mm,所以長度為22.75mm。2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以長度為16mm。3. III-IV段為小齒輪,長度就等于小齒輪寬度90mm。4. IV-V段用于隔開兩個齒輪,長度為120mm。5. V-VI段用于安裝大齒輪,長度略小于齒輪的寬度,為83mm。6. VI-VIII長度為44mm。4.求軸上的載荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443NFd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故:Fa1=638NFa2=189N5.精確校核軸

12、的疲勞強(qiáng)度1判斷危險截面由于截面IV處受的載荷較大,直徑較小,所以判斷為危險截面2截面IV右側(cè)的截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于軸選用40cr,調(diào)質(zhì)處理,所以(2P355表15-1a 綜合系數(shù)的計算由,經(jīng)直線插入,知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為,(2P38附表3-2經(jīng)直線插入軸的材料敏感系數(shù)為,(2P37附圖3-1故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查得尺寸系數(shù)為,扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為,(2P37附圖3-2(2P39附圖3-3軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為 ， （2P40 附圖 3-4） 軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即 ，則綜合系數(shù)值為 b 碳鋼系數(shù)的確定 碳鋼的特性系數(shù)取為 ， c 安全系數(shù)的計算 軸的疲勞安全系數(shù)為 故軸的選用

13、安全。 I 軸： 1作用在齒輪上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2初步確定軸的最小直徑 3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 確定軸上零件的裝配方案 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d 由于聯(lián)軸器一端連接電動機(jī)， 另一端連接輸入軸， 所以該段直徑尺寸受到電動機(jī)外伸軸直徑尺寸的限制， 選為 25mm。 e 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá) 2.5mm，所以該段直徑選為 30。 f 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2mm 的圓角，則軸承選用 30207 型，即該段直徑定為 35mm。 g 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2mm 的

14、圓角，經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，定為 40mm。 h 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達(dá) 5mm，所以該段直徑選為 46mm。 i 軸肩固定軸承，直徑為 42mm。 j 該段軸要安裝軸承，直徑定為 35mm。 2） 各段長度的確定 各段長度的確定從左到右分述如下： a 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬 18.25mm，該段長度定為 18.25mm。 b 該段為軸環(huán)，寬度不小于 7mm，定為 11mm。 c 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短 2mm，齒輪寬為 90mm，定為 88mm。 d 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取 13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取 4mm（采用油潤滑） ，軸承寬 18.25mm，

15、定為 41.25mm。 e 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為 57mm。 f 該段由聯(lián)軸器孔長決定為 42mm 4按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45 鋼的強(qiáng)度極限為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以 。 III 軸 1作用在齒輪上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2初步確定軸的最小直徑 3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1） 軸上零件的裝配方案 2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直徑 6

16、0 70 75 87 79 70 長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 滾動軸承的選擇及計算 I 軸： 1求兩軸承受到的徑向載荷 5、 軸承 30206 的校核 1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由于 ， 所以軸向力為 ， 4） 當(dāng)量載荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為 5） 軸承壽命的校核 II 軸： 6、 軸承 30307 的校核 1） 徑向力 2） 派生力 ， 3） 軸向力 由于 ， 所以軸向力為 ， 4） 當(dāng)量載荷 由于

17、， ， 所以 ， ， ， 。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為 5） 軸承壽命的校核 III 軸： 7、 軸承 32214 的校核 1） 徑向力 2） 派生力 3） 軸向力 由于 ， 所以軸向力為 ， 4） 當(dāng)量載荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為 ，故當(dāng)量載荷為 5） 軸承壽命的校核 鍵連接的選擇及校核計算 代號 直徑 （mm） 工作長度 （mm） 工作高度 （mm） 轉(zhuǎn)矩 （Nm） 極限應(yīng)力 （MPa） 高速軸 8760（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（單頭） 40 68 4 39.8 7.32 中間軸 1287

18、0（單頭） 40 58 4 191 41.2 低速軸 201280（單頭） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為 ，所以上述鍵皆安全。 連軸器的選擇 由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點(diǎn)，所以考慮選用它。 二、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置用于運(yùn)輸機(jī)，原動機(jī)為電動機(jī)，所以工作情況系數(shù)為 ， 計算轉(zhuǎn)矩為 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器 TL4（GB4323-84） ，但由于聯(lián)軸器一端與電動機(jī)相連，其孔徑受電動機(jī)外伸 軸徑限制，所以選用 TL5（GB4323-84） 其主要參數(shù)如下： 材料 HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑 ， 軸孔長 ， 裝配尺寸 半聯(lián)軸器厚 （1P163 表 17-3） （GB4323-84 三、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算 由于裝置