課程設計鏈板式輸送機用的圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器

(2013～2014學年第一學期)題目：鏈板式輸送機用的圓錐—斜齒圓柱齒輪減速器機械工程與力學學院機械設計制造及其自動化 2、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 3、傳動裝置的運動和動力參數 4、V帶的設計 5、減速器齒輪的設計 6、軸的設計與校核 7、滾動軸承的選擇與校核 8、鍵的選擇和校核 9、箱體及附屬部件設計設計 課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪2.2主要技術參數說明輸送帶的最大有效拉力F=1150N,輸送帶的工作速度V=1.6m/s,輸送機滾2.3傳動系統(tǒng)工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制(每班工作8小時),要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。2.4傳動系統(tǒng)方案的選擇vv帶傳動減速器×聯軸器運輸帶XF圖1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖(此設計選用第一組數據)滾筒轉速為1.1m/s滾筒直徑220mm設計及計算結果電動機的選擇(1)電動機類型的選擇(2)電動機功率的選擇根據文獻[1],P187,公式13-1,電動機的總功率為：式中，P為實際工作機需要的電動機輸出功率，KW;P為工作機需要的輸入功率，KW;η為電動機至工作機之間的總效率。根據文獻[1],P187,公式13-21,得工作機所需功率P為：總效率η=ηoη?η?·.∩,η?,η,η?.η,——分別為傳動裝置中每一個傳動副，每對軸承、每個聯軸器的效率。查《設計手冊》得V帶傳動效率9帶=0.9(滾子軸承(稀油潤滑)一對的效率=0.98,很好跑合的6級精度和7級精度齒輪傳動(油潤滑)7輪=0.97,齒式聯軸器7器=0.99,卷筒7=0.96=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.83電動機所需功率P-作=FV/(10007)=1500×1.V(1000×0.83)=1.988kw根據手冊取電機功率大小為2.2KW。(3)電動機轉速的選擇計算鼓輪工作轉速n=60×1000//πD=60×1000×1.√220π=95.54r/min查手冊各種傳動的傳動比(參考值),取圓柱齒輪單級減速器傳動比范圍3~6,取v帶傳動比范圍2~4,則總傳動比范圍為6~24。故電動機轉速的可選范圍為：Mmsm=I×n=(6~24)×95.54=573~2292r/min。符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=1000r/min(4)、確定電動機型號電動機選用Y112M-6具主要性能：額定功率2.2kw,滿裁轉速A滿=940r/mir二、傳動比的分配=n滿/n被輪=94995.5=9.84(r/min)取v帶傳動比：則齒=/i=9.84/2.5=3.94三、傳動裝置的運動和動力參數計算1.各軸的轉速計算n,=940r/minm=n#/i=9492.5=376(r/min)n?=n?/i=3763.94=95.43(/min)n?=n?=95.43(/min)齒=3.942.各軸的輸入功率計算P=PT=1.988×0.96=1.91(kw)P=Pn軸承7齒輪=1.91×0.98×0.97=1.82(kw)B=R?N軸承7軸器=1.988×0.97×0.99=1.75(kw)3.各軸的輸入轉矩計T作=9550作/n滿=9550×1.91/940=19.4(Nm)T=TT=19.4×0.96×2.5=46.56(N·m)T?=TiT=46.56×3.94×0.98×0.97=1744(N·m)T?=T?7軸承77聯軸器=1744×0.98×0.99=169.2(N·m)四、V帶傳動的設計注：計算參考文獻[2],P156~P159,V帶傳動的設計步驟和方法。有關計算公式、圖表、數據引自此書。1.確定計算功率P。由課本表8-7得：K=1.2P=KAP=1.2×2.2=2.64kw2.選擇V帶帶型根據P,n?,由圖8-11,選用A型V帶3.確定帶輪的基準直徑d,并驗算帶速v(1)初選小帶輪的基準直徑d根據V帶的帶型，參考表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑d?=112mm(2)驗算帶速V按公式8-13驗算帶速v=πd?n/60×1000=112×940r/(60×1000=5.51m/s因為5m/s≤v≤30m/s,故帶速合適。(3)計算大帶輪的基準直徑。根據式8-15a,計算大帶輪的基準直徑dd,=ida=2.5×112=280mn按表8-8該數值可以直接作為帶輪的直徑，不需要圓整。4.確定V帶的基準長度和傳動中心距(1)根據式8-20,初定中心距0.7(d+d?,)≤a?≤2(d?+du,)0.7(112+280)≤a?≤2(112+280)取a?=550mm(2)計算相應的帶長L?Lu≈2a?+π(d+d)/2+(a?-d?)}/4a?=2×550+(112+280r/2+(280-112)2/4×550=172827mm由課本表8-2選帶的基準長度L?=1800mm(3)計算實際中心距a實際中心距a≈a?+(L?-L?)/2=550+(1800-172827)/2=586mm考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛的擴充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍amin=a-0.015L?→amin=586-0.015×1800=599mmamx=a+0.03L?→amx=586+0.03×1800=640mm5.驗算小帶輪上的包角αa?≈180-57.3(a?-d?,)/a=180-57.3(280-112)/586=163.57>90(適用)6.計算普通v帶的根數計算單根V帶的額定功率p,c由d=112mm、n=940r/min和A型帶，根據課本表8-4a得P?=1.15kw;由n=940r/min、i=2.5和A型帶，查課本表8-46,得△P=0.109kw。根據課本表8-5得K=0.956根據課本表8-2得K,=1.01P=(P+△P)×K×K,=(1.15+0.109)×0.956×1.01=1.216kw2)計算計算V帶的根數z。z=pe/p,=2.64/1.216=2.17圓整為3根3)確定帶的初拉力F由課本表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.1kg/m3,(F?)min=500×(2.5-K?)P/KZv+qv2=500×(2.5-0.956)×2.64/0.956×3×5.51+0.1×5.512=132N應使帶的實際初拉力F>(F)7.壓軸力F壓軸力最小值為：F,=2zF?sin(a?/2)=2×3×132sin(163.57/2)=784N五、減速器齒輪的設計注：設計方法采用文獻[2],P213標準斜齒圓柱齒輪傳動的設計方法1選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)按圖1所示傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)傳動速度不高，故選用7級精度等級(GB10095-88)3)材料選擇。由表10-1選擇齒輪材料均為40Cr(調質),硬度為4)選小齒輪齒數為25,大齒輪齒數Z?=iZ?=98.5元整后去985)選取螺旋角。初選螺旋角β=14°2.按齒面接觸疲勞強度計算按式10-21試算，即(1)確定公式內的各計算數值1)試選K,=1.62)由圖10-30選取區(qū)域系數Z,=2.433。3)由課本圖10-26查得ε=0.78,E?=0.93則E=E+E=1.714)計算小齒輪傳遞的轉矩查表2得T?=95.5×10?P/n?=95.5×10?×1.91/367=48512V·mm5)由表10-7選取齒寬系數φ,=17)由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪的接觸疲勞強度極限8)由式10-13計算應力循環(huán)次數N?=60n,jL=60×376×1×(16×300×15)=1.624×10N?=1.624×10°/3.94=4.12×10?9)由課本圖10-19取接觸疲勞壽命曲線K=0.94,K2=0.97計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1,由式10-12得[σ]=K?m/s=0.94×600=564MpaF=784N(2)計算1)試算小齒輪分度圓直徑d,,由計算公式得2)計算圓周速度v=md?n/60×1000=33×376r/60×1000=0.65m/s3)計算齒寬b和模數m。b=φ?d?=1×34=34mmm=cosβ/=34xcos14/25=1.32m·h=2.25m=2.25×1.32=2.97mmb/h=34/2.97=11.454)計算縱向重合度εEg=0.318,z,tanβ=0.318×1×25×tan14=1.985)計算載荷系數K由課本表10-2查得使用系數K=1根據v=0.67m/s、7級精度，由課本圖10-8查得動載系數Ky=1.02由課本圖10-13查得Krg=1.28由課本表10-3查得Kα=K=1.1故載荷系數K=K?K,KK=1×1.02×1.1×1.308=1.476)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得3、按齒根彎曲強度設計m,=1.28mm(1)確定公式內各計算數值1)由課本表10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限σ=500Mpa2)由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.88,KrN?=0.923)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞完全系數s=1.4[σr],=K??Grg?/s=0.92×5091.4=3286Mpa5)根據縱向重合度εg=1.586,查圖10-28的螺旋角影響系數Yg=0.88計算當量齒數6)查取齒形系數由表10-5用插值法求得Y=2.56Y=2.1757)查取應力校正系數由課本表10-5查得Y=1.605,Y=1.794)計算大、小齒輪的,并加以m,,≥1.12mm—10—對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m,大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取m,=1.5,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d?=33.05mm來計算應有的齒數，于是有則z?=i?z?=834、計算幾何尺寸將中心距圓整為80mm。按圓整后的中心距修正螺旋角計算大、小齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度b=φd?=1×32.3=32.3mm圓整后取B,=30mm,B?=35mm5、計算所得結果匯總如下表3備用。后期繪圖發(fā)現其中心距太小，雖然在理論上可以實現，但在結構設計方面存在干涉，而且直徑偏小后，對于軸上的鍵的設計比較困難。故更改齒輪的設計，在傳動比不變的情況，將模數和小齒輪的直徑司時放大，其強度肯定滿足要求。放大的結果為：z?=25,z?=98,m=2mm,β=13.3度，a=126mmB?=50mmB?=45mmd?=z?m,/cosβ=51.4mmd?=z?m?/cosβ=200.6mm(以下關于軸系的設計按照此組數據進行)六、軸的設計計算由文獻[2]P362表15-1選取軸的材料為45鋼調質處理，硬度217~255HBs,Z?=25,z=98,m?=2mm,β=13.3度，a=126mmB?=50mmB?=45mmd,=200.6mm—11—抗拉強度極限σ。=640MPa,屈服極限σs=355MPa,彎曲疲勞極限σ_=275MPa,許用彎曲應力[σ_]=60MPa。1、求輸入軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2p=1.91kw,n=376r/min,T=48.512N·m2、求作用在齒輪上的力高速級小齒輪分度圓直徑d?=51.4mmF=Ftanβ=1895tan13.3°=447.96N3、初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑選取的材料為45鋼，調制處理，根據課本表15-3,取A?=112,于是考慮到軸1在承受扭矩的時候還受到比較大的皮帶輪的壓軸力，還考慮到軸上加工鍵槽對軸的強度的削弱，以及為了方便后期的結構設計，所以將軸1的最小段的直徑設計為30mm。(1)擬定軸上零件的裝配方案，由于小齒輪直徑過小，因此采用齒輪軸結構。具體結構見圖3。冬3高速軸的結構和裝配方案圖(2)根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度(定位軸肩h=(0.07～0.1)d,非定位軸肩(1~2)mm)。承30207尺寸為d×D×T=35mm×72mm×18.75mm軸段的設計從左往右依次為d??=32mmL?-?=50mm6-7段為小齒輪部分具體參數見齒輪設計部分(1)做出軸的計算簡圖(即力學模型)如下圖載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩扭矩σ=[M2+(aT)2]1/2/W=1(二)低速軸的設計計算p?=1.82kw,n?=95.43r/min,T,=18219N·m低速級大齒輪分度圓直徑d?=2006mmF=F,tanβ=181645tan13.3°=429.28N3、初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼調質處理。根據文獻[2]表15-3,取A。=112,于是得取輸出軸的最小直徑是與聯軸器連接，查文獻[1]表8-1,可取聯軸器的計算轉矩T。=TT,,查課本表14-1,考慮到轉矩變化很小，故取K?=1.2,則T=TT?=1.2×182190=21863(Nom)選用GY4聯軸器型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為224N·m。半聯軸器的孔徑d?=30mm,故取d_,=30mm,半聯軸器長度L=60mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L=55mm.4、軸的結構設計(1)擬訂軸上零件的裝配方案軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×18.75mmGY4聯軸器凸緣聯軸器—15—衛(wèi)按照上圖，軸段的設計從左往右依次為：衛(wèi)d?-2=30mmL?-2n=55mmd?-3=32mmL?-?=60mmd?-s=40mmL?_s=44mmd?-?=50mmL?_?=10mmd?_?=42mmL?-?=16mmd?-g=35mmL5、求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點位置。(1)受力簡圖聯軸器軸承1大齒輪軸承2載荷水平面H垂直面V支反力Fyu=908.225NFwe=908.225NFw=761.8NFw?=-82.45N彎矩Mu=58126.4N·mmMi?=58126.4N·mmMy=4204.95N·mmMy?=-38851.83N·mm總彎矩M?=58278N·mmM?=69915N·mm扭矩T=T?=48512N·mmOg=[M?2+(aT?)2]1/2/W=12.06MPa七、滾動軸承的校核根據根據條件，軸承預計壽命16×300×15=72000小時(一)校核低速軸上的軸承(1)徑向力：F=[(F)2+(Fv)2]1/2=1185.42NF2=[(F?m)2+(Fzy)2]1派生力：F?=F,/(2Y)軸承1被壓緊軸向力：Fa=732.95N(2)計算當量載荷P?、P?根據課本P263表(11-9)取fp=1.5(3)軸承壽命計算.圓錐滾子軸承ε=10/3∴預期壽命足夠(二)校核高速軸上的軸承(1)徑向力：F=[(F)2+(Fv)2]1/2=1114.38NF?=[(Fzn)2+(Frzv)2]/派生力：F?=F,/(2Y)Fa?=1114.38N/(2×1.6軸承2被壓緊軸向力：Fa=348.24N(2)計算當量載荷P?、P?根據課本P263表(11-9)取fp=1.5P?=fp(XF?+YFa)=(3)軸承壽命計算.圓錐滾子軸承ε=10/3.預期壽命足夠八、鍵的選擇及強度校核由課本式(6-1)1)軸I上的鍵的校核鍵1:b×h×L=8mm×7mm×40mm2)軸Ⅱ上的鍵的校核鍵2:b×h×L=12mm×8mm×36mm鍵3:b×h×L=8mm×7mm×45mm確定上式中各系數由課本表6-2[op]=100～120九、箱體及附屬部件設計設計：名稱符號尺寸(mm)機座壁厚δ機蓋壁厚機座凸緣厚度b機蓋凸緣厚度機座底凸緣厚度b?地腳螺釘直徑地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑機蓋與機座聯接螺栓直徑聯軸器螺栓d2的間距1軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑d8df,d1,d2至外機壁距離df,d2至凸緣邊緣距離C?軸承旁凸臺半徑凸臺高度h根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離大齒輪頂圓與內機壁距離齒輪端面與內機壁距離機座肋厚m軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度t軸承旁聯接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不窺視孔及視孔蓋，參照文獻[1]P:161表11-4通氣器用通氣塞，查手冊表11-5,得以下數據：取M16×1.5,D=30mm啟蓋螺釘：型號為：螺栓GB/T5782M10×35端蓋設計由于兩周使用的是同一款軸承，所以設計的軸承端蓋也一樣由于軸承外徑D=72mm螺釘直徑d?=8mm螺釘數為4,軸承蓋凸緣厚度e=9.6mm螺釘孔直徑d?=d?+1=9mm,螺釘分布圓直徑D?=D+2.5d?=92mm軸承蓋凸緣直徑D?=D?+