减速器综合实践设计带式运输机传动装置的设计

机械系统创新设计综合实践设计说明书姓名班级学号指导教师日期目录0设计题目及要求31传动装置的总体设计411传动方案的确定412电动机的选择413传动比的计算及分配5142的设计计算21的设计222213314415516经济性分析7设计心得8参考文献0设计题目带式运输机传动装置的设计带式运输机传动装置原理图如图（一）设计要求（1）工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境温度最高35C（2）使用折旧期8年（3）检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修（4）动力来源电力，三相交流380V/220V（5）运输带速度允许误差5（6）制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产（7）设计数据运输带工作拉力F/N2800运输带工作速度V/M/S14卷筒直径D/MM350（二）应完成的任务（1）系统方案设计（必须有三种传动方案的比较）（2）总体计算、材料选择等（3）完成计算，传动分配是否合理、齿轮设计、三轴设计、三轴分布关系（4）计算机绘制装配图，三视图设计，校核计算（5）绘制零件图（6）编制说明书1传动装置的总体设计11传动方案的确定方案一带单级圆柱齿轮减速器方案二锥齿轮减速器方案三圆柱齿轮减速器方案比较1方案一中带置于高速级，结构简单，传动较为平稳，价格低廉，缓冲吸振，但V带较易磨损，因存在打滑趋势，传动比不能严格保证。2方案二高速级采用锥齿轮，传递交错轴之间的运动，传动平稳，但锥齿轮的尺寸应控制在较小范围内，否则加工困难。3方案三采用二级圆柱齿轮减速，传动效率高，结构简单，单齿轮相对于轴承做不对称布置，因此轴应该具有较大的刚度。综合比较上述三种传动方案，最后决定采用展开式二级圆柱齿轮减速器，因考虑到斜齿轮进入和退出啮合较平稳，二级齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动，因考虑到室内有粉尘，故采用闭式传动。12电动机的选择设计计算结果由F2800N,V14M/S则，功率1PFV2800143920W392KW取传动机构的效率齿轮传动097滚动轴承099联轴器099卷筒轴滑动轴承094则，传动总效率894506909702324231所以，所需电机功率P1438KW卷筒轴工作转速MIN/437650143606RDVN查得齿轮传动比36则，电机转速范围221NII3647943762N即5982选择电机型号Y132M26，转速1000R/MIN，满载转速960R/MIN。12传动比的计算与分配（1）总传动比5624379012NI所需电机功率P438KW选择电机型号Y132M26，转速1000R/MIN，满载转速960R/MIN分配传动比41I，132I（2）计算各轴的转速及扭矩0轴KWP80，MIN/960RN1轴32431MI/960RNMNPT1349605112轴KW232MIN/4012RINMNPT691524095223轴KW8731MIN/47623RINMNPT649378950334轴IN/64RNKWP82132齿轮的设计21高速级齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数分配传动比41I，132I1按照图示要求选择直齿圆柱齿轮传动。2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋角14，法面压力角20。4）选小齿轮齿数1Z24，大齿轮齿数21496ZI2、按齿面接触疲劳强度设计（软齿面齿轮传动）接触疲劳强度计算公式21312ETDHKTZUDHVAK（1）确定公式内的各计算值1）试选载荷系数1T。2）计算小齿轮传递的转矩MNT4303）由表107选取齿宽系数D4）由表105查的材料的弹性影响系数1289EZMPA5由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，LIM160HMPA，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM250H6查得区域系数432HZ7由式1021计算解除疲劳强度用重合度系数31Z7级精度,小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋角14，法面压力角20562014COSTANRCOSTANRT2R11ATATHZ97COSRCS22ATAT40232/TANTTNT2211TTAZZ143560965974650/TAN1ZD34Z651906517098COSZ8）由式1013计算应力循环次数由以上数据可以求得大、小齿轮应力循环次数应力循环次数916096018352610HNNJL98274NI9由图1023取接触疲劳寿命系数120,93HNHNK。由于均为软齿面，取失效概率为1，安全系数HS。1LIM086528HNKMPAS2LIM2093515HNKMPAS取小者,110小齿轮分度圆直径213123254318906798540568HETDZKTUMM11调整小齿轮分度圆直径圆周速度174/60TDNS齿宽138DTBM2）计算实际载荷系数1）根据74/VS，7级精度，由图108查的动载荷系数VK。2）查表（103）得12HK3）由表102查的使用系数A；4）由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，148HBK5）故载荷系数72VA6）按实际的载荷系数校正所计算得到的分度圆直径，由式（1010A）得33118724640TTKD51HMPAMDT6834MD401模数140672DMMZ（3）按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式得312COSFASTDKTYMZ1）试选2由式（1020），可得Y1435620COS14ARCTNOSARCTNTB752136S22BV801Y6780521752V3计算FSAY计算当量齿数27614COS331ZV095332ZV查图（1017），7612FAY81FA由图（1018）查得应力修正系数61SAY42SA由图1020C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMP；大齿轮的弯曲疲劳强度极限240FEMPA由图（1022）取弯曲疲劳寿命系数185NK，MN671208FNK取41S22084251431FNEMPAPAS；156337AFY214601553FAS取FASY4计算齿轮模数3132332COS240678COS140517FASTDKTYMZM4调整齿轮模数1圆周速度40271COS0S11ZMDNTMMSMV/81693612）齿宽MDB40713齿高以及高宽比MCHNTA492107252910B4）计算实际载荷系数KA根据SMV/81，7级精度（由108），得051VK015FASYMT7MDB40271B由NDTFT18340271MBKTA894/1查表（103），得1FKC由表104用插值法得,结合（104），得970H960FKD12651FVAKE调整模数120733FNTM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳所决定的承载能力，与齿面直径（即模数与齿数的乘积）有关，可就近圆整为标准值模数MM。则51M1294COSCS1DZ612I因两齿轮齿数互质，取2Z5几何尺寸计算A中心距314COS29COS21MZA圆整为115B螺旋角5ARS21ZCMMZD0645CO91同理，8421N19,21ZMA1515MBD45098,621D06451DB取，M2（6）圆整以后的强度校核1）齿面接触疲劳强度校核按前面类似的做法，计算（1022）中的各个参数，计算结果如下06241801HVAK32Z/189MPAZE50HEHDHMPAIKT53450981432061233所以，经校核强度满足。2）按齿根弯曲疲劳强度校核同理，各个参数值如下1524810FVAK86V136B20Y59FA41FA63S7812S123221316402956315COS6005COSFDSAFFMPAZMYKT223221327698957815COS604015COSFDSAFFMPAZMYKT22低速级齿轮设计低速级传动比063512I1选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数1按照图示要求选择直齿圆柱齿轮传动。2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3）材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋角14，法面压力角20。4）选小齿轮齿数1Z24，大齿轮齿数，取47312IZ72/2、按齿面接触疲劳强度设计（软齿面齿轮传动）接触疲劳强度计算公式23112HEDTTZUTKHVAK（1）确定公式内的各计算值1）试选载荷系数1TK。2）计算小齿轮传递的转矩（重新计算得）MNT93163）由表107选取齿宽系数0D低速级小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。螺旋角14，法面压力角20MNT93164）由表105查的材料的弹性影响系数1289EZMPA5由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，LIM160HMPA，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM250H6查得区域系数432HZ7由式1021计算接触疲劳强度用重合度系数31Z562014COSTANRCOSTANRT2R11ATATHZ97COSRCS22ATAT038242/TANTTNT2211TTAZZ6391905/D341Z6719850COS8）由式1013计算应力循环次数MIN/21349/16RIN由以上数据可以求得大、小齿轮应力循环次数应力循环次数7110485308213460HNJLN72IN9由图1023取接触疲劳寿命系数，1HNKMIN/2134RN182HNK。由于均为软齿面，取失效概率为1，安全系数1HS。H1SHN1LIMMPA602K2LI49取小者,HPA6010小齿轮分度圆直径23112HEDTTZUTKM95460985718943602311调整小齿轮分度圆直径圆周速度SMNDT/60160234953106齿宽MBTD412）计算实际载荷系数1）根据，7级精度，由图108查的动载荷系数SV/60。2VK2）查表（103）得41HK3）由表102查的使用系数A；4）由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，148HBK5）故载荷系数026VAHMPA60MDT95416）按实际的载荷系数校正所计算得到的分度圆直径，由式（1010A）得MKDTT26131模数（3）按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式得312COSFASTDKTYMZ1）试选FT2由式（1020），可得1435620COS14ARCTNOSARCTNTB72814369S22BV6840Y3计算FSAY计算当量齿数276COS31ZV98432ZV查图（1017），521FAY，2FA由图（1018）查得应力修正系数591SAY,782SA由图1020C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAF501；大齿轮的弯曲疲劳强度极限PAF3802由图（1022）取弯曲疲劳寿命系数1085FNK，208FNK取41SFAFNMPS573041850128292013573851FSAY622SA取0165FSAY4计算齿轮模数，带入公式，得MT845调整齿轮模数1圆周速度MZDN514COS821N72872SDV/560162）齿宽MDBT51413齿高以及高宽比148252CHA910HB4）计算实际载荷系数KMPAF57301820165FSAYMT84A根据SMV/560，7级精度（由108），得01VKB由NDTFT35149021BKTA76/1查表（103），得FKC由表104用插值法得418H,结合（104），得341FKD92301FVAKE调整模数9231483FNTM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳所决定的承载能力，与齿面直径（即模数与齿数的乘积）有关，可就近圆整为标准值模数2MMM，D61。则79214COSCOSZ取301Z09512I因两齿轮齿数互质，取2Z5几何尺寸计算A中心距MMZA7124COS2930COS21圆整为125B螺旋角53ARS21Z921NM301Z92MA1534MD986102CMMZD9861534COS201同理，82D961DB取M2，7（6）圆整以后的强度校核1）齿面接触疲劳强度校核按前面类似的做法，计算（1022）中的各个参数，计算结果如下03241021HVAK2/819MPAZE3Z6034HEHDHMPAIKT6852603984143209130所以，经校核强度满足。2）按齿根弯曲疲劳强度校核同理，各个参数值如下1425021FVAK613B7V04Y8521FAFA6S21SMB627112322131749065134COS7685602COSFDSAFFMPAZMYKT2232213247195704531COS687060COSFDSFPAZMYKT强度经校核满足要求3轴的设计31高速轴的设计高速轴与齿轮做成一体称为齿轮轴，材料为40CR1求高速轴上的功率和转速MIN/9601RNKWP3624MD051D842求作用在齿轮上的力NDTFT319064521NTR847215COS0TANCOSANFTA3T31943初算轴的直径取1140A由MNPAD841960324130MIN高速轴与齿轮做成一体称为齿轮轴，材料为40CRKWP3624MD051982NFT34R71A85MD841IN电机轴伸端直径MD38联轴器的计算转矩TKACA查表（141），取1NTKACA5609选择滑块联轴器KL6，配合直径MD30IN额定转矩500N，轴孔长82MM，与轴配合长度ML6轴的结构如图32中速轴的设计1小齿轮1求功率和转速KWP164MIN/21341RINMD98D022求作用在齿轮上的力NDTFT134598611NTR72COS0TANCOSA1NFTA915384T135981MNTCA5609D3IN选择滑块联轴器KL6，配合直径MD30IN额定转矩500N，轴孔长82MM，与轴配合长度ML60中速轴KWP164MIN/23RND98102作用在小齿轮的力NFT1345981R721A3初算轴的直径0A取114由MNPAD5829134630MIN2大齿轮求作用在齿轮上的力NDTFT9813684022NTR425COS0TANCOSA2NFTA1031T98362设计的轴的结构如图所示33低速轴的设计1求功率和转速KWP9863MIN/27RINNT49108635032求作用在齿轮上的力MD5829IN作用在大齿轮上的力NFT981362R42A05低速轴KWP9863MIN/27RNNT410作用在齿轮上的力NFT526R197A3NDTFT5260184921NTR19734COS0TANCOSANFTA2365T263初算轴的直径0A取114由MNPAD48279631430MIN联轴器的计算转矩TKACA查表（141），取31MNTKACA64230选择滑块联轴器KL7，配合直径MD45IN额定转矩1250N，轴孔长112MM，与轴配合长度L84设计轴的结构如图34轴的校核341高速轴MD482INNTCA630选择滑块联轴器KL7，配合直径MD45IN额定转矩1250N，轴孔长112MM，与轴配合长度ML高速轴的受力如图所示（1）水平面受力轴承受力NF7165213094MNDFMA16720453816240RNX53受力平衡，则NFNX84175384721（2）垂直面受力0516240TNYFMNM1407MPACA6415高速轴经校核强度合格NFNY182N62394（3）轴承处受力轴承1FNYX71521轴承230942（4）做出水平和垂直面的弯矩图如图所示合成弯矩值MNMYX140799718222（5）扭矩值按弯扭合成条件校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面）的强度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力60MPAWTMCA64150645137222高速轴的材料为40CR，PA1CA高速轴经校核强度合格。342中速轴的校核中速轴的受力如图所示（1）水平面受力轴承1NF543轴承21MNM41673MNDFMA47682915383506220514322RRNXFMAF72受力平衡，则NFNX27146971（3）垂直面受力MNM24795MPACA91724中速轴经校核强度合格0576124032TTNYFF38受力平衡NNY4623185916（3）轴承处受力轴承1FNYX521轴承232（4）做出水平和垂直面的弯矩图如图所示轴承处受力轴承1危险截面处的合成弯矩值MNMYX4167335921622115048222（5）扭矩值按弯扭合成条件校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面）的强度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取60，轴的计算应力MPAWTMCA91798610304732221CA244523222高速轴的材料为40CR，PA7011CA中速轴经校核强度合格。343低速轴的校核低速轴的受力如图所示NF36721轴承2092MNM3528MPACA6520（1）水平面受力MNDFMA128056231657402RNX163受力平衡，则NFX813（4）垂直面受力0576240TNYF1NNY381（3）轴承处受力轴承1NFNYX367221轴承2092（4）做出水平和垂直面的弯矩图如图所示合成弯矩值MNMYX35281902734622（5）扭矩值按弯扭合成条件校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即危险截面）的强度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取60，轴的计算应力MPAWTMCA6520601493528232低速轴的材料为40CR，PA71CA低速轴经校核强度合格。4轴承的校核41高速轴轴承校核高速轴与斜齿轮装配，有轴向力，采用角接触球轴承7208C。15，转速NFA38MIN/960RNFR84721取KC0两个轴承所受径向力为FR31942R7651,查表得0/A80E由计算派生轴向力RDNEFD294716538183021DADF轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承所受轴向力为NFDA83459671380RAF查表，当量动载荷为15276154765240714ARP此对轴承的寿命为8年61596013CPL此对轴承合用。42中速轴轴承校核中速轴采用圆锥滚子轴承30208NFA971538，转速MIN/2134RN取KC60两个轴承所受径向力为FR5143R312查阅资料可知，派生轴向力为,NRD86071R5921DADF轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承所受轴向力为NDA597816370RAF查表，当量动载荷为NPAR86025143614此对轴承的寿命为年721623403CPL8年此对轴承合用。43低速轴轴承校核低速轴受力交大，采用圆锥滚子轴承30211NFA2316，转速MIN/4376RN取KC890两个轴承所受径向力为NFR20931R672查阅资料可知，派生轴向力为RD51,R2421DADF轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承所受轴向力为NDA43586140RAF查表，当量动载荷为NPAR5471623581209351此对轴承的寿命为46276036HCPL年此对轴承合用。5键的校核低速轴，中速轴，高速轴均采用普通原头平键。51低速轴键的校核低速轴键的尺寸，材料45钢。7018LHB查表得，MPAP210取A键的工作长度ML587PPAHDT760214940挤压强度足够键满足要求。52中速轴键的校核中速轴键的尺寸为63914LHB仍取MPAP10，键的工作长度ML491PPMPAHLDT5431849604挤压强度足够键满足要求。6箱体的设计61箱体总体尺寸经查阅，设计的减速器箱体尺寸列出如下表名称符号计算公式结果箱座壁厚83025A8箱盖壁厚118箱盖凸缘厚度B易操作扳手为准32箱座凸缘厚度32箱座底凸缘厚度25225地脚螺钉直径FD12036AFM16地脚螺钉数目N4轴承旁联接螺栓直径1FD71M12机盖与机座联接螺栓直径2D（0506）2FM8视孔盖螺钉直径4（0304）4FD6定位销直径D（0708）28，至凸缘FD2边