帶式輸送機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)

帶式輸送機(jī)兩級(jí)圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì),輸送,兩級(jí),圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì) 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 機(jī)械設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 姓名：唐鵬飛 班級(jí)：機(jī)械03-6班 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) §1設(shè)計(jì)任務(wù) 1、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，采用兩級(jí)圓柱齒輪減速器的齒輪傳動(dòng)。 2、原始數(shù)據(jù) 輸送帶的有效拉力 F=2000N 輸送帶的工作速度 v=1.55 輸送帶的滾桶直徑 d=280mm 3、工作條件 兩班制工作，空載啟動(dòng)。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220V。 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì) 一、帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示 §1電動(dòng)機(jī)的選擇 1．電動(dòng)機(jī)容量選擇 根據(jù)已知條件由計(jì)算得知工作機(jī)所需有效功率 設(shè)： ——一對(duì)流滾動(dòng)軸承效率。 =0.99 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ——為齒式聯(lián)軸器的效率。 =0.99 ——為8級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。 =0.97 ——輸送機(jī)滾筒效率。 =0.96 估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率： 工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)攻率為： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動(dòng)機(jī)額定功率 2、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇 根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速 方案比較 方案號(hào) 型號(hào) 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通過(guò)兩種方案比較可以看出：方案Ⅱ選用電動(dòng)機(jī)的總傳動(dòng)比為15.99，適合于二級(jí)減速傳動(dòng)，故選方案Ⅱ較為合理。Y160L——6型三相異步電動(dòng)機(jī)額定功率為11.0kw，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,電動(dòng)機(jī)中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長(zhǎng)度分別為：D=42mm、E=110mm §2傳動(dòng)比的分配 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比： .1 傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比為： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §3 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算如下： 0軸——電動(dòng)機(jī)軸 1軸——減速器中間軸 2軸——減速器中間軸 3軸——減速器低速軸 4軸——工作機(jī) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 軸號(hào) 電動(dòng)機(jī) 減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速 1440 1440 303 82.79 82.79 功率 3.82 3.59 3.44 3.31 3.24 轉(zhuǎn)矩 23.87 23.63 104 368 360 聯(lián)接、傳動(dòng)件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動(dòng)比 1 4.75 3.66 1 傳動(dòng)效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 (單位：； P——kW; T——Nm) 第三章 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 一、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故用7級(jí)精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 即： 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1） 試選Kt=1.6 （2） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得ZH=2.433 （3） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得： （4） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ×P1/n1=95.5×105×3.59/1440=2.5×104Nm 各參數(shù)如左圖所示 T1=2.5×103Nm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得： (6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù) (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限。 (8)設(shè)每年工作時(shí)間按300天計(jì)算 (9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (10)疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。 2)計(jì)算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計(jì)算圓周的速度： (3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789 (4)計(jì)算重合度 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=2.7m/s、7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 (7)計(jì)算模數(shù)Mn §2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 1）確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) (2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得 (3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： (4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得： (5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4 (9)計(jì)算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數(shù)值大 ２)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取Mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 　　　取 則 ４)幾何尺寸計(jì)算 １)計(jì)算中心距 將中心距圓整為113mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ３)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計(jì)算齒輪寬度 圓整后取 5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 　　　　　　　　第四章 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度高，故用7級(jí)精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 即： 2） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （5） 試選Kt=1.6 （6） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得ZH=2.433 （7） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm (5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得： (6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù) (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 (8)設(shè)每年工作時(shí)間按300天計(jì)算 (9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (10)疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。 2)計(jì)算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計(jì)算圓周的速度： (3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)計(jì)算重合度 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=1m/s、7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 (7)計(jì)算模數(shù)Mn §2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 1）確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) (2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) (3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： H=2.25mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得： (5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4 (9)計(jì)算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數(shù)值大 ２)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取Mn=3mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 　　 　取則 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ４.幾何尺寸計(jì)算 １)計(jì)算中心距 將中心距圓整為139mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 ３)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計(jì)算齒輪寬度 圓整后?。? §3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1、參考文獻(xiàn)【一】第228頁(yè)圖10-39 2、以大齒輪為例在3號(hào)圖紙上繪圖 3、圖示可參考附錄【一】 §4 斜齒輪各參數(shù)的確定 名稱 符號(hào) 高速1齒 高速2齒 低速1齒 低速2齒 螺旋角 13.40 13.40 14.250 14.250 法面模數(shù) 2.5 2.5 3 3 端面模數(shù) 2.57 2.57 3.09 3.09 法面壓力角 200 200 200 200 端面壓力角 20.50 20.50 20.60 20.60 法面齒距 7.85 7.85 9.42 9.42 端面齒距 8.70 8.70 9.72 9.72 法面齒頂高系數(shù) 1 1 1 1 法面頂隙系數(shù) 0.25 0.25 0.25 0.25 法面基圓齒距 7.38 7.38 8.85 8.85 齒頂高 2.5 2.5 3 3 齒根高 3.125 3.125 3.75 3.75 法面齒厚 3.925 3.925 4.71 4.71 齒頂圓直徑 71.82 308.26 92.52 308.82 齒根圓直徑 60.57 297.01 79.52 295.82 分度圓直徑 66.82 303.26 86.52 302.82 基圓直徑 62.59 284.06 80.99 283.46 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 第五章 各軸設(shè)計(jì)方案 1．軸的設(shè)計(jì) 軸的布置如下圖： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §1 中間軸的設(shè)計(jì)及軸承的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【二】表15-3取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動(dòng)軸承處的直徑，由文獻(xiàn)【二】附表E-2，根據(jù)軸最小直徑38.3mm，可選標(biāo)準(zhǔn)軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬B=15mm.由文獻(xiàn)【二】表5-2得d2=49.75mm 考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸S=10mm；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸K=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸C=5mm。 2、受力分析（如下頁(yè)圖示） §2 中間軸的受力和彎矩圖如下 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 3、求水平面內(nèi)的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得： 彎矩圖如上圖 4、求垂直面內(nèi)的支承力，作垂直面的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖所示。 5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (軸向力Fa1、Fa2用于支承軸的滾動(dòng)軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A、B上) 彎矩圖如上圖所示 6、軸的初步計(jì)算 經(jīng)查資料軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理 此處開(kāi)有一個(gè)鍵槽時(shí)，直徑增大4%，所以 7、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器高速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑： 由文獻(xiàn)【二】表5-1，取減速器中間軸的危險(xiǎn)面直徑d =65mm. 軸的最小直徑取d2就不當(dāng)了，應(yīng)定為：60mm(為軸承處直徑大小) 8、鍵的選?。? 由文獻(xiàn)【二】附錄G可得：b×h=18×11,軸:-0.043～0轂：±0.0215; 深度：軸：7（0～0.2）,轂：4.4(0～0.2); 半徑：r=0.25～0.40 RB=2829.57 合彎矩 大小 左側(cè) 所示 D=65mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §3 高速軸的設(shè)計(jì)及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由文獻(xiàn)【二】表15-3 取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、初步選定聯(lián)軸器和計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT1 由文獻(xiàn)【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查標(biāo)準(zhǔn)Gb/T5014-1985或手冊(cè)，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm；轂孔長(zhǎng)度L1=44mm。 由文獻(xiàn)【二】表5-2得：d1=25 時(shí)， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、選角接觸球軸承 由文獻(xiàn)【二】附表E-3可選7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、鍵的選取 1）聯(lián)軸器處鍵的選取 2)齒輪處鍵的選取 6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來(lái)定。（標(biāo)注如附錄二） d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §4 低速軸的設(shè)計(jì)及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由文獻(xiàn)【二】表15-3取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT3 由文獻(xiàn)【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×128900=1675700Nmm 查標(biāo)準(zhǔn)Gb/T5014-1985或手冊(cè)，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=60;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm；轂孔長(zhǎng)度L1=107mm。 由文獻(xiàn)【二】表5-2得：d1=60mm時(shí)， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、選角接觸球軸承 由文獻(xiàn)【二】附表E-3可選7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、鍵的選取 1）齒輪處鍵的選取 2)聯(lián)軸器處鍵的選取 6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來(lái)定。（標(biāo)注如附錄二） d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm §5 各軸圖示與標(biāo)注 高速級(jí)軸承 中間軸承 低速級(jí)軸承 【注】：上圖為二級(jí)傳速軸的示圖和相應(yīng)尺寸標(biāo)注，單位：mm - 24 - 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 目錄 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) …………………………………………………1 §1 設(shè)計(jì)任務(wù) ……………………………………………………………1 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì) ………………………………1 §1 電動(dòng)機(jī)的選擇 …………………………………………………………1 §2 傳動(dòng)比的分配 …………………………………………………………2 §3 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì) …………………………………3 第三章 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)……………………………………………4 §1 按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) ……………………………………………………4 §2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)? …………………………………………………6 第四章 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) ……………………………………………8 §1 按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) ……………………………………………………8 §2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) ………………………………………………10 §3 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ……………………………………………………………12 §4 斜齒輪各參數(shù)的確定 ………………………………………………13 第五章 各軸設(shè)計(jì)方案 ………………………………………………14 §1 中間軸的設(shè)計(jì)及軸承的選取 ………………………………………14 §2 中間軸的受力和彎矩圖及計(jì)算 ……………………………………16 §3 高速軸的設(shè)計(jì) ………………………………………………………19 §4 高速軸的設(shè)計(jì) ………………………………………………………20 §5 各軸圖示與標(biāo)注 ……………………………………………………21 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) §1設(shè)計(jì)任務(wù) 1、設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)，采用兩級(jí)圓柱齒輪減速器的齒輪傳動(dòng)。 2、原始數(shù)據(jù) 輸送帶的有效拉力 F=2500N 輸送帶的工作速度 v=1.3 輸送帶的滾桶直徑 d=300mm 3、工作條件 兩班制工作，空載啟動(dòng)。載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)（單向）運(yùn)轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380/220V。 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)方案的總體設(shè)計(jì) 一、帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)方案如下圖所示 §1電動(dòng)機(jī)的選擇 1．電動(dòng)機(jī)容量選擇 根據(jù)已知條件由計(jì)算得知工作機(jī)所需有效功率 設(shè)： ——一對(duì)流滾動(dòng)軸承效率。 =0.99 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ——為齒式聯(lián)軸器的效率。 =0.99 ——為8級(jí)齒輪傳動(dòng)的效率。 =0.97 ——輸送機(jī)滾筒效率。 =0.96 估算傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率： 工作機(jī)所需的電動(dòng)機(jī)攻率為： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動(dòng)機(jī)額定功率 2、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇 根據(jù)已知條件由計(jì)算得知輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速 方案比較 方案號(hào) 型號(hào) 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動(dòng)比 Ⅰ Y160M—4 11.0KW 1500 1460 24.31 Ⅱ Y160L—6 11.0KW 1000 970 16.01 通過(guò)兩種方案比較可以看出：方案Ⅱ選用電動(dòng)機(jī)的總傳動(dòng)比為15.99，適合于二級(jí)減速傳動(dòng)，故選方案Ⅱ較為合理。Y160L——6型三相異步電動(dòng)機(jī)額定功率為11.0kw，滿載轉(zhuǎn)速為970r/min,電動(dòng)機(jī)中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器，軸段的直徑和長(zhǎng)度分別為：D=42mm、E=110mm §2傳動(dòng)比的分配 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比： .1 傳動(dòng)系統(tǒng)各傳動(dòng)比為： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §3 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算如下： 0軸——電動(dòng)機(jī)軸 1軸——減速器中間軸 2軸——減速器中間軸 3軸——減速器低速軸 4軸——工作機(jī) 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 軸號(hào) 電動(dòng)機(jī) 減速器 工作機(jī) 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速 1440 1440 303 82.79 82.79 功率 3.82 3.7818 3.63 3.4859 3.4165 轉(zhuǎn)矩 25.33 25.0767 114.39 402 394 聯(lián)接、傳動(dòng)件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動(dòng)比 1 4.75 3.66 1 傳動(dòng)效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 (單位：； P——kW; T——Nm) 第三章 高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 一、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故用7級(jí)精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.75×17=79.75 取Z2=80。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 即： 1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （1） 試選Kt=1.6 （2） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得ZH=2.433 （3） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得： （4） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ×P1/n1=95.5×105×3.7818/1440=2.5×104Nm 各參數(shù)如左圖所示 T1=2.5×103Nm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得： (6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù) (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的疲勞強(qiáng)度極限。 (8)設(shè)每年工作時(shí)間按300天計(jì)算 (9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (10)疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。 2)計(jì)算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計(jì)算圓周的速度： (3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789 (4)計(jì)算重合度 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=2.7m/s、7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 (7)計(jì)算模數(shù)Mn §2 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 1）確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) (2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得 (3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： (4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得： (5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4 (9)計(jì)算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數(shù)值大 ２)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取Mn=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 　　　取 則 ４)幾何尺寸計(jì)算 １)計(jì)算中心距 將中心距圓整為113mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ３)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計(jì)算齒輪寬度 圓整后取 5)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 　　　　　　　　第四章 低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)。 1)選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng) 2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度高，故用7級(jí)精度（GB10095-88） 3)材料選擇。 由文獻(xiàn)【一】表10-1得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。 4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.66×17=62 取Z2=62。 5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140 §1按齒面強(qiáng)度設(shè)計(jì) 即： 2） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 （5） 試選Kt=1.6 （6） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得ZH=2.433 （7） 由文獻(xiàn)【一】圖10-30得： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (4)計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm (5) 文獻(xiàn)【一】表10-7得： (6) 文獻(xiàn)【一】表10-6得：材料彈性影響系數(shù) (7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 (8)設(shè)每年工作時(shí)間按300天計(jì)算 (9)由文獻(xiàn)【一】圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) (10)疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。 2)計(jì)算 (1)小齒輪分度圓直徑d1t (2)計(jì)算圓周的速度： (3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8 (4)計(jì)算重合度 (5)計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)v=1m/s、7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【一】圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4 (6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的 (7)計(jì)算模數(shù)Mn §2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 1）確定計(jì)算參數(shù) (1)計(jì)算載荷系數(shù) (2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) (3)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)： H=2.25mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (4)查取齒形系數(shù)，由表10-5查得： (5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-6得： (6)由圖10-20C得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 (7)由圖10-18查得彎曲疲勞強(qiáng)壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88 (8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4 (9)計(jì)算大、小齒輪下面的值，并加以比較。 　　　　大齒輪的數(shù)值大 ２)設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取Mn=3mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 　　 　取則 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 ４.幾何尺寸計(jì)算 １)計(jì)算中心距 將中心距圓整為139mm 2)按圓整后中心距修正螺旋角 ３)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑 ４)計(jì)算齒輪寬度 圓整后取： §3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1、參考文獻(xiàn)【一】第228頁(yè)圖10-39 2、以大齒輪為例在3號(hào)圖紙上繪圖 3、圖示可參考附錄【一】 §4 斜齒輪各參數(shù)的確定 名稱 符號(hào) 高速1齒 高速2齒 低速1齒 低速2齒 螺旋角 13.40 13.40 14.250 14.250 法面模數(shù) 2.5 2.5 3 3 端面模數(shù) 2.57 2.57 3.09 3.09 法面壓力角 200 200 200 200 端面壓力角 20.50 20.50 20.60 20.60 法面齒距 7.85 7.85 9.42 9.42 端面齒距 8.70 8.70 9.72 9.72 法面齒頂高系數(shù) 1 1 1 1 法面頂隙系數(shù) 0.25 0.25 0.25 0.25 法面基圓齒距 7.38 7.38 8.85 8.85 齒頂高 2.5 2.5 3 3 齒根高 3.125 3.125 3.75 3.75 法面齒厚 3.925 3.925 4.71 4.71 齒頂圓直徑 71.82 308.26 92.52 308.82 齒根圓直徑 60.57 297.01 79.52 295.82 分度圓直徑 66.82 303.26 86.52 302.82 基圓直徑 62.59 284.06 80.99 283.46 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 第五章 各軸設(shè)計(jì)方案 1．軸的設(shè)計(jì) 軸的布置如下圖： 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §1 中間軸的設(shè)計(jì)及軸承的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)【二】表15-3取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動(dòng)軸承處的直徑，由文獻(xiàn)【二】附表E-2，根據(jù)軸最小直徑38.3mm，可選標(biāo)準(zhǔn)軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬B=15mm.由文獻(xiàn)【二】表5-2得d2=49.75mm 考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸S=10mm；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計(jì)入尺寸K=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸C=5mm。 2、受力分析（如下頁(yè)圖示） §2 中間軸的受力和彎矩圖如下 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 3、求水平面內(nèi)的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得： 彎矩圖如上圖 4、求垂直面內(nèi)的支承力，作垂直面的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖所示。 5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 (軸向力Fa1、Fa2用于支承軸的滾動(dòng)軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A、B上) 彎矩圖如上圖所示 6、軸的初步計(jì)算 經(jīng)查資料軸的材料為45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理 此處開(kāi)有一個(gè)鍵槽時(shí)，直徑增大4%，所以 7、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 按經(jīng)驗(yàn)公式，減速器高速級(jí)從動(dòng)軸的危險(xiǎn)截面直徑： 由文獻(xiàn)【二】表5-1，取減速器中間軸的危險(xiǎn)面直徑d =65mm. 軸的最小直徑取d2就不當(dāng)了，應(yīng)定為：60mm(為軸承處直徑大小) 8、鍵的選?。? 由文獻(xiàn)【二】附錄G可得：b×h=18×11,軸:-0.043～0轂：±0.0215; 深度：軸：7（0～0.2）,轂：4.4(0～0.2); 半徑：r=0.25～0.40 RB=2829.57 合彎矩 大小 左側(cè) 所示 D=65mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §3 高速軸的設(shè)計(jì)及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由文獻(xiàn)【二】表15-3 取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、初步選定聯(lián)軸器和計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT1 由文獻(xiàn)【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×87330=113529Nmm 查標(biāo)準(zhǔn)Gb/T5014-1985或手冊(cè)，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm；轂孔長(zhǎng)度L1=44mm。 由文獻(xiàn)【二】表5-2得：d1=25 時(shí)， d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm 3、選角接觸球軸承 由文獻(xiàn)【二】附表E-3可選7006C: d3=35mm, D=62mm, B=14mm 4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm 5、鍵的選取 1）聯(lián)軸器處鍵的選取 2)齒輪處鍵的選取 6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來(lái)定。（標(biāo)注如附錄二） d1=25 d2= 30mm d3=35mm d4=40mm d5=46mm 計(jì) 算 及 說(shuō) 明 結(jié) 果 §4 低速軸的設(shè)計(jì)及聯(lián)軸器的選取 1、初選軸的最小直徑與計(jì)算各段軸長(zhǎng)。 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由文獻(xiàn)【二】表15-3取A0=112，于是得 。 輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。 2、聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Tca=KAT3 由文獻(xiàn)【二】表14-1得KA=1.3; Tca=1.3×128900=1675700Nmm 查標(biāo)準(zhǔn)Gb/T5014-1985或手冊(cè)，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=60;半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm；轂孔長(zhǎng)度L1=107mm。 由文獻(xiàn)【二】表5-2得：d1=60mm時(shí)， d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm 3、選角接觸球軸承 由文獻(xiàn)【二】附表E-3可選7014C: d3=70mm, D=110mm, B=20mm 4、d4=74mm 5、鍵的選取 1）齒輪處鍵的選取 2)聯(lián)軸器處鍵的選取 6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來(lái)定。（標(biāo)注如附錄二） d1=60mm d2=67mm d3=70mm d4=84mm §5 各軸圖示與標(biāo)注 高速級(jí)軸承 中間軸承 低速級(jí)軸承 【注】：上圖為二級(jí)傳速軸的示圖和相應(yīng)尺寸標(biāo)注，單位：mm - 24 -