2022年带式运输机上的两圆柱齿轮减速器设计方案.docx

精品学习资源目录一设计题目 2二应完成的工作 2三传动装置总体设计方案 21. 电动机的挑选 32. 确定传动装置的总传动比和安排传动比43. 运算传动装置的运动和动力参数44.V 带的设计和带轮设计 5 5.齿轮的设计 76. 传动轴承和传动轴的设计 167. 键的设计和运算 228. 箱体结构的设计 229. 润滑密封设计 25四. 设计小结 25五. 参考资料 26欢迎下载精品学习资源一设计题目 ： 带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器给定数据及要求：5643121- 电动机2- 带传动3- 减速器4- 联轴器5- 滚筒6- 传送带已知条件：运输带所需扭矩T=440 N.m；运输带工作速度v=0.7m/s<答应运输带速度误差为± 5%）；滚筒直径D=300mm；单班制，连续单向运转，载荷较平稳；环境最高温度350C；小批量生产；二 应完成的工作1. 减速器装配图 1 张；2. 零件工作图 1 2 张<从动轴、齿轮）；3. 设计说明书 1 份；指导老师：张长三传动装置总体设计方案:欢迎下载精品学习资源1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成；2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不匀称， 要求轴有较大的刚度；3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级；其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如 : 传动装置总体设计图所示；挑选 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器；传动装置的总效率总1 为 V 带的传动效率 ,2 为轴承的效率，3 为对齿轮传动的效率， <齿轮为 7 级精度，油脂润滑）4 为联轴器的效率，5 为滚筒的效率因是薄壁防护罩 , 采纳开式效率运算；取 1 =0.962 =0.983 =0.954 =0.99 5 =0.96欢迎下载精品学习资源425总1234 0.96× 0.98 4 × 0.952 ×0.99×0.96 0.760；欢迎下载精品学习资源1. 电动机的挑选电动机所需工作功率为： P P/ 2933×0.7/1000×0.7602.70kW欢迎下载精品学习资源滚筒轴工作转速为 n 1000D60v1000=603000.7=44.59r/min，欢迎下载精品学习资源经查表按举荐的传动比合理范畴， V 带传动的传动比 i 2 4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i840，欢迎下载精品学习资源总就总传动比合理范畴为i ' 16 160，电动机转速的可选范畴为ni '× n欢迎下载精品学习资源总<16 160）× 44.59713.447134.4r/min；欢迎下载精品学习资源方电动机型号额定功率案P edkw电动机转速rmin电动机重量N电动机效率%欢迎下载精品学习资源同步转速满载转速1Y100L-2330002800340822Y132S-631000960660833Y100L2-431500142035082.5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比， 选定型号为 Y100L2-4 的三相异步电动机，额定功率为3.0kw额定电流 8.8A，满载转速 nm1420 r/min，同步转速 1500r/min；2. 确定传动装置的总传动比和安排传动比<1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 i总 n/n1420/44.59 31.85<2）安排传动装置传动比i总 i0 × i式中 i0 ,i 分别为带传动和减速器的传动比；为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i 0 3.0<实际的传动比要在设计 V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比运算），就减速器传动比为i i总 / i 0 17.05/3.0 10.61依据绽开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级欢迎下载精品学习资源传动比为i1 3.71，就i2 i/ i1 2.86欢迎下载精品学习资源3. 运算传动装置的运动和动力参数<1） 各轴转速n nm / i0 1420/3.0473.33r/minn n / i 1 473.33/3.71127.58r/min欢迎下载精品学习资源n n /i 2 127.58 /2.86=44.60 r/min欢迎下载精品学习资源n = n =44.60 r/min<2） 各轴输入功率欢迎下载精品学习资源P P pd × 1 2.70×0.962.592kWp ×2× 3 2.592× 0.98×0.95 2.413kW欢迎下载精品学习资源P P ×2× 3 2.413×0.98× 0.952.247kWP P × 2×4=2.247×0.98× 0.992.18kW就各轴的输出功率：P P ×0.98=2.592 ×0.98 =2.47 kWP P × 0.98=2.413 ×0.98=2.364 kWP P ×0.98=2.247 ×0.98=2.202 kWP P ×0.98=2.18 ×0.98=2.14 kW（ 3） 各轴输入转矩T1 =Td × i0 × 1N·md电动机轴的输出转矩 T =9550 Pd =9550× 2.7/1420=18.16 N m·nm所以: T Td × i0 × 1=18.16×3.0×0.96=52.30 N m·T T × i1× 1 × 2 =52.30×3.71×0.96×0.98=182.55 N m·T T × i2 × 2 × 3 =182.55×2.86× 0.98×0.95=486.07N m·T = T × 3 × 4 =486.07×0.95 ×0.99 =457.15 N·m输出转矩： T T × 0.98=52.30 × 0.98=51.25 N ·mT T ×0.98=182.55 ×0.98=178.90 N ·mT T ×0.98=486.07 ×0.98=473.35 N·mT T ×0.98=457.15 ×0.98=448 N ·m运动和动力参数结果如下表轴名功率输入P KW输出输入转矩 T Nm输出转速 r/min电动机轴2.718.1614201 轴2.5922.4752.3051.25473.332 轴2.4132.364182.55178.90127.583 轴2.2472.202486.07473.3544.604 轴2.182.14457.1544844.604.V 带的设计和带轮设计欢迎下载精品学习资源确定 V 带型号，由书上表得 KA1.1,PCPdKA=1.12.7=2.97kw欢迎下载精品学习资源又nm142r0 / min,由书上图确定选取 Z 型一般 V 带欢迎下载精品学习资源小带轮D1 取； D1 =90mm， D2i 带 D113900.98264.6mm欢迎下载精品学习资源标准化取 D2 =265mm欢迎下载精品学习资源验算带速： VD1n13.149014206.69 m/ s25m/ s欢迎下载精品学习资源1601000601000确定带的基准长度欢迎下载精品学习资源0.7 D1D2a02 D1D2 a0 为中心距欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源a01.5D1D21.590265532.5 mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源L2aDDD2D1欢迎下载精品学习资源02124a0欢迎下载精品学习资源2532.59026526590欢迎下载精品学习资源24532.51065557.350.081622.4 mm由书上表确定带长 Ld =1800mm欢迎下载精品学习资源确定实际中心距 a=aLdL532.518001622.4621.3621mm欢迎下载精品学习资源022验算小带轮的包角欢迎下载精品学习资源11800D2D1a57.3018002659062157.30163.8501200欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源运算 V 带的根数 :Z由书上表得额定功率功率增量P0 =0.35kwP0 =0.03kwi>2>欢迎下载精品学习资源带长系数KL1.18欢迎下载精品学习资源包角系数由ZPcKa0.9542.976.947欢迎下载精品学习资源P0P0KLKa0.350.031.180.954欢迎下载精品学习资源因结果只比 7 小一点点，可取 Z=7, 即需 7 根 Z 型 V带运算初拉力 F0 及作用在轴上的力 FQ由书上表得 V带每 M长质量为 q=0.06kg/m依据书上运算公式得欢迎下载精品学习资源F500PC 2.51qv 2欢迎下载精品学习资源0500ZVKa2.972.576.690.954210.066.6954.1 N欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源压轴力 FQ ，依据书上公式得：作用在轴上的压力163.850FQ 为欢迎下载精品学习资源F2ZF sin12754.1sinN749.9N欢迎下载精品学习资源Q022V 带标记Z 1800GB/T11544-19975. 齿轮的设计<一）高速级齿轮传动的设计运算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮<1）齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数 Z1 =24高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2 = i1 × Z1 =3.71 ×24=89.04取 Z 2 =90齿轮精度按 GB/T100951998，挑选 7 级，齿根喷丸强化；初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3欢迎下载精品学习资源d1t2K t T1u1 Z H Z E 2欢迎下载精品学习资源duH 确定各参数的值 :试选 K t =1.6查课本选取区域系数 Z H =2.433欢迎下载精品学习资源由课本10.7820.82欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源就0.780.821.6欢迎下载精品学习资源由课本 公式 运算应力值环数N1=60n1 j Lh =60 ×473.33 ×1×<2×8×300×8）欢迎下载精品学习资源=1.09 × 109 h2N =4.45 × 10 8 h #3.25为齿数比 , 即 3.25=Z2 > Z1欢迎下载精品学习资源查课本 图得： K1 =0.93K2 =0.96齿轮的疲惫强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式得 :欢迎下载精品学习资源H 1=K HN 1SH lim 1=0.93× 550=511.5MPa欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源= K HN 2H lim 2 H2S许用接触应力=0.96×450=432 MPa欢迎下载精品学习资源H H 1H 2 / 2511.5432 / 2471.75MPa欢迎下载精品学习资源查课本由表得： ZE =189.8MPa由表得:d =1欢迎下载精品学习资源1T=95.5×10 5 × P/ n1=95.5 × 105 ×2.47/473.33=6.4 ×10 4 N.m欢迎下载精品学习资源3. 设计运算小齿轮的分度圆直径d 1t欢迎下载精品学习资源3d1t2K tT1u1 Z H Z E 2欢迎下载精品学习资源d3=21.6u6.40104H 4.712.433189.8 253.84mm欢迎下载精品学习资源1运算圆周速度1.63.71471.75欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源d 1t n13.1453.84473.331.33m / s欢迎下载精品学习资源601000601000欢迎下载精品学习资源运算齿宽 b 和模数运算齿宽 bmnt欢迎下载精品学习资源b=dd1t =53.84mm运算摸数 mn初选螺旋角=14欢迎下载精品学习资源m =d1tntcos53.84cos142.18mm欢迎下载精品学习资源Z124运算齿宽与高之比 bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 ×2.00=4.50 mm欢迎下载精品学习资源b h =53.844.5=11.96欢迎下载精品学习资源运算纵向重合度欢迎下载精品学习资源=0.318d1 tan0.318124tan14=1.903欢迎下载精品学习资源运算载荷系数 K使用系数 K A =1欢迎下载精品学习资源依据 v1.62 m / s ,7 级精度, 查课本由P192 表 10-8 得欢迎下载精品学习资源动载系数 KV =1.07,查课本由 P194 表 10-4 得 KH 的运算公式 :欢迎下载精品学习资源KH=1.120.1810.622 +0.23 × 10 3 ×b欢迎下载精品学习资源dd=1.12+0.181+0.61> ×1+0.23×10 3 ×53.84=1.54查课本由 P195 表 10-13 得: K F =1.35欢迎下载精品学习资源查课本由P193 表 10-3 得: K H= K F=1.2欢迎下载精品学习资源故载荷系数 :KKKKHKH=1×1.07× 1.2× 1.54=1.98按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3欢迎下载精品学习资源3d1 =d1tK / K t=53.84×1.981.6=57.08mm欢迎下载精品学习资源运算模数 mn欢迎下载精品学习资源nm = d1 cos57.08cos142.34mm欢迎下载精品学习资源Z1244. 齿根弯曲疲惫强度设计由弯曲强度的设计公式3欢迎下载精品学习资源2KT1Ym cos2YF YS 欢迎下载精品学习资源Zn确定公式内各运算数值2d1aF 欢迎下载精品学习资源小齿轮传递的转矩48.6 kN·m确定齿数 z由于是硬齿面，故取 z 24，ziz 3.71×24 89.04欢迎下载精品学习资源传动比误差 i u z/ z 90/24 3.75i15，答应运算当量齿数zz /cos24/ cos3 14 26.27 zz/cos90/ cos3 14 98.90初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1初选螺旋角初定螺旋角14载荷系数 KKKKKK=1× 1.07× 1.2×1.35 1.73查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y查课本由表得 :齿形系数 Y2.592 Y 2.211应力校正系数 Y1.596 Y1.774重合度系数 Y欢迎下载精品学习资源端面重合度近似为 1.88-3.2×< 1Z 1 1/90） ×cos14 1.661 ） cos 1.88 3.2× <1/24Z 2欢迎下载精品学习资源arctg<tg/cos） arctg<tg20/cos14 ） 20.64690 14.07609由于/cos，就重合度系数为 Y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系数 Y欢迎下载精品学习资源轴向重合度Y 1 1.77*14/120 0.79YF FS53.84sin 14o2.341.77欢迎下载精品学习资源运算大小齿轮的F 欢迎下载精品学习资源查课本由表得到弯曲疲惫强度极限欢迎下载精品学习资源小齿轮FF 1500MPa大齿轮FF 2380MPa欢迎下载精品学习资源查课本由表得弯曲疲惫寿命系数 :KFN 1 =0.86KFN 2 =0.93欢迎下载精品学习资源取弯曲疲惫安全系数 S=1.4欢迎下载精品学习资源F K FN 1=1FF 10.86500307.14欢迎下载精品学习资源F S=K FN 22FF 21.40.93380252.43欢迎下载精品学习资源S1YFFS 12.5921.5961.40.01347欢迎下载精品学习资源F 1307.14欢迎下载精品学习资源2YFFS 22.211 1.7740.01554欢迎下载精品学习资源F 2252.43大齿轮的数值大 . 选用.设计运算运算模数342欢迎下载精品学习资源m21.736.40100.78cos 140.01554 mm1.38mm欢迎下载精品学习资源n12421.655对比运算结果，由齿面接触疲惫强度运算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =2mm但为了同时满意接触疲惫强度，需要按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1 =57.80 mm来运算应有的齿数. 于是由:欢迎下载精品学习资源=57.80z 1cos14 mn=28.033取 z1=28欢迎下载精品学习资源那么 z 2 =3.71 ×28=103.88=104几何尺寸运算欢迎下载精品学习资源运算中心距 a= z1z2 mn= 281042 =136.08 mm欢迎下载精品学习资源2 cos将中心距圆整为 137 mm按圆整后的中心距修正螺旋角2cos14欢迎下载精品学习资源=arccos122 mnarccos 2821042 136.0818.56欢迎下载精品学习资源因 值转变不多 ,故参数, k,运算大 .小齿轮的分度圆直径Zh 等不必修正 .欢迎下载精品学习资源d 1=z1mn282=58.95 mm欢迎下载精品学习资源coscos18.06欢迎下载精品学习资源d 2 =z2 mn1042=218.95 mm欢迎下载精品学习资源cos运算齿轮宽度cos18.06欢迎下载精品学习资源B=d1158.90mm58.95mm欢迎下载精品学习资源圆整的B257 B162<二）低速级齿轮传动的设计运算材料：低速级小齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数 Z1 =30速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2 =2.86 ×30=85.8圆整取 z 2 =86齿轮精度按 GB/T10095 1998，挑选 7 级，齿根喷丸强化；按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各运算数值试选 Kt =1.6查课本由图选取区域系数 ZH =2.45欢迎下载精品学习资源试选12o ,查课本由图查得欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71查课本由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限大齿轮的接触疲惫强度极限H lim 1H lim 1600MPa ,550MPa欢迎下载精品学习资源取失效概率为 1%,安全系数 S=1,就接触疲惫许用应力欢迎下载精品学习资源H 1 =K HN 1SH lim 1= 0.941600564MPa欢迎下载精品学习资源H 2= K HN 2SH lim 2=0.98×550/1=517 MPa欢迎下载精品学习资源H H lim 12H lim 2 540.5 MPa欢迎下载精品学习资源查课本由 P198 表 10-6 查材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa选取齿宽系数 d1欢迎下载精品学习资源2T=95.5× 10 5 × P/ n2=95.5 ×10 5 × 2.3/127.58=17.22 ×10 4 N.m欢迎下载精品学习资源3d1t2 K tT1u1 ZH ZE 23 21.617.221043.86 2.45189.8 2欢迎下载精品学习资源d=68.54 mmuH 1 1 .712.86540.5欢迎下载精品学习资源2. 运算圆周速度d 1t n268.54127.580.458m / s欢迎下载精品学习资源6010006010003. 运算齿宽b= d d 1t =1×68.54=68.54mm4. 运算齿宽与齿高之比 b h欢迎下载精品学习资源模数 mnt= d1tcos68.54cos122.24mm欢迎下载精品学习资源Z130齿高 h=2.25×mnt =2.25 × 2.24=5.04 mmb h =68.54/5.04=13.605. 运算纵向重合度欢迎下载精品学习资源0.318d z1tan0.31830tan122.028欢迎下载精品学习资源6. 运算载荷系数 K223dK H=1.12+0.181+0.6 d+0.23×10×b=1.12+0.181+0.6>+0.23×10 3 ×68.54=1.4362使用系数 K A =1同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值K v =1.04K F =1.35K H=K F=1.2故载荷系数K K A Kv K H K H =1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径3欢迎下载精品学习资源3d 1 =d1tK K t=68.54×1.7761.376.06mm欢迎下载精品学习资源运算模数 mnd1 cosz176.06cos12 302.4799mm欢迎下载精品学习资源3.按齿根弯曲强度设计3欢迎下载精品学习资源2KT1Ymd Zcos221YF YS F 欢迎下载精品学习资源确定公式内各运算数值<1）运算小齿轮传递的转矩 143.3 kN·m<2）确定齿数 z由于是硬齿面，故取 z 30，z i×z 2.86× 3085.8传动比误差 i u z / z 86/302.866 i 0.02 5，答应欢迎下载精品学习资源<3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1<4）初选螺旋角初定螺旋角12<5）载荷系数 KKKKKK=1×1.04×1.2× 1.351.6848<6） 当量齿数zz /cos30/ cos3 12 32.0563zz/cos 86/ cos 12 91.98由课本表查得齿形系数Y和应力修正系数 Y欢迎下载精品学习资源YF 12.491,YF 22.232 YS 11.636,YS 21.751欢迎下载精品学习资源<7）螺旋角系数 Y轴向重合度2.03 Y 1 0.797YF FS欢迎下载精品学习资源<8）运算大小齿轮的F 欢迎下载精品学习资源查课本由图得齿轮弯曲疲惫强度极限欢迎下载精品学习资源FE 1500MPaFE 2380MPa欢迎下载精品学习资源查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲惫寿命系数KFN 1 =0.90KFN 2 =0.93S=1.4欢迎下载精品学习资源F K FN 1=1FE 10.90500321.43MPa欢迎下载精品学习资源F S=K FN 22FF 21 .40.93380252.43MPa欢迎下载精品学习资源S运算大小齿轮的YFa FSa1.4,并加以比较欢迎下载精品学习资源F 欢迎下载精品学习资源YFa 1 FSa12.4911.6360.01268欢迎下载精品学习资源F 1321.43欢迎下载精品学习资源YFa 2 FSa22.2321.7510.01548欢迎下载精品学习资源F 2252.43大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计运算 . 运算模数欢迎下载精品学习资源321.68481.43310 50.797cos2 120.01548欢迎下载精品学习资源mn13021.71mm1.5472mm欢迎下载精品学习资源对比运算结果，由齿面接触疲惫强度运算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲惫强度运算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =3mm但为了 同时 满意接触 疲惫 强度 ， 需 要按接触 疲惫强度 算得 的分度圆 直径d 1 =72.91 mm来运算应有的齿数 .欢迎下载精品学习资源=z72.911cos12=27.77取 z1=30欢迎下载精品学习资源mnz 2 =2.86 ×30=85.8 取 z 2 =86初算主要尺寸欢迎下载精品学习资源运算中心距 a= z1z2 mn= 30862 =118.37 mm欢迎下载精品学习资源2 cos将中心距圆整为 119 mm修正螺旋角2cos12欢迎下载精品学习资源=arccos12 mn2arccos 302862 11912.89欢迎下载精品学习资源因 值转变不多 ,故参数, k ,分度圆直径Zh 等不必修正欢迎下载精品学习资源d1=z1mn302 =61.34 mm欢迎下载精品学习资源coscos12欢迎下载精品学习资源d 2 =z2mn862=175.51 mm欢迎下载精品学习资源cos运算齿轮宽度cos12欢迎下载精品学习资源bdd1172.9172.91mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源圆整后取 B175mm B280mm欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源1. 各轴转速 n齿轮各设计参数附表欢迎下载精品学习资源欢迎下载精品学习资源r/min>r/min>r/min>n r/min>欢迎下载精品学习资源473.33127.5844.6044.60欢迎下载精品学习资源2. 各轴输入功率 P<kw）<kw）<kw）P kw>欢迎下载精品学习资源2.5922.4132.2472.18欢迎下载精品学习资源3. 各轴输入转矩 TkN·m>kN·m>kN·m>T kN · m>欢迎下载精品学习资源52.30182.55486.07457.156.传动轴承和传动轴的设计欢迎下载精品学习资源1.传动轴承的设计.求输出轴上的功率 P 3 ，转速P 3 =2.247KW n3 =44.60r/min T3 =486.07Nm.求作用在齿轮上的力n3 ，转矩 T3欢迎下载精品学习资源已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 2 =175.51mm欢迎下载精品学习资源t而 F = 2T32486.075538.94N欢迎下载精品学习资源d2tan175.5110 3tan 20o欢迎下载精品学习资源oF r =Ftncos5538.94cos13.862055.69N欢迎下载精品学习资源F a = F t tan=5538.94×0.246734=1362.58N.初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢,调质处理 ,依据课本欢迎下载精品学习资源P361表153 取 AoP3112欢迎下载精品学习资源d minAo 3n341.37mm欢迎下载精品学习资源