带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸共27页word资料.docx
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带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸共27页word资料
带式运输机的传动装置
课本、报刊杂志中的成语、名言警句等俯首皆是,但学生写作文运用到文章中的甚少,即使运用也很难做到恰如其分。
为什么?
还是没有彻底“记死”的缘故。
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可以写在后黑板的“积累专栏”上每日一换,可以在每天课前的3分钟让学生轮流讲解,也可让学生个人搜集,每天往笔记本上抄写,教师定期检查等等。
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这些成语典故“贮藏”在学生脑中,自然会出口成章,写作时便会随心所欲地“提取”出来,使文章增色添辉。
二级展开式斜齿轮减速器
宋以后，京师所设小学馆和武学堂中的教师称谓皆称之为“教谕”。
至元明清之县学一律循之不变。
明朝入选翰林院的进士之师称“教习”。
到清末，学堂兴起，各科教师仍沿用“教习”一称。
其实“教谕”在明清时还有学官一意，即主管县一级的教育生员。
而相应府和州掌管教育生员者则谓“教授”和“学正”。
“教授”“学正”和“教谕”的副手一律称“训导”。
于民间，特别是汉代以后，对于在“校”或“学”中传授经学者也称为“经师”。
在一些特定的讲学场合，比如书院、皇室，也称教师为“院长、西席、讲席”等。
初始数据F=2800V=1.5D=340
这个工作可让学生分组负责收集整理,登在小黑板上,每周一换。
要求学生抽空抄录并且阅读成诵。
其目的在于扩大学生的知识面,引导学生关注社会,热爱生活,所以内容要尽量广泛一些,可以分为人生、价值、理想、学习、成长、责任、友谊、爱心、探索、环保等多方面。
如此下去,除假期外,一年便可以积累40多则材料。
如果学生的脑海里有了众多的鲜活生动的材料,写起文章来还用乱翻参考书吗?
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原版设计XX楚客生提供
第一部分设计任务-------------------------------3
第二部分传动方案分析-------------------------3
第三部分电动机的选择计算--------------------------------4
第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）-----------------7
第五部分传动零件的设计计算----------------------------------8
第六部分轴的设计计算---------------17
第七部分键连接的选择及计算-----------------------20
第八部分滚动轴承的选择及计算-------------------------22
第九部分联轴器的选择----------------------------------24
第十部分润滑与密封----------------------------------
第十一部分箱体及附件的结构设计和选择-------------------------------
设计小结--------------------------------------------25
参考文献--------------------------------------------25
第二部分传动方案分析
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均匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：
考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η13η22η3η4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84
η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
第三部分电动机的选择计算
皮带速度v:
v=1.5m/s
工作机的功率pw:
pw=
4.2KW
电动机所需工作功率为:
pd=
5KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
84.3r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（8×40）×84.3=674.4~3372r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。
第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算
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:
ia=nm/n=960/84.3=11.4
2分配传动装置传动比:
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
2.86
3各轴转速:
nI=nm=960=960r/min
nII=nI/i12=960/3.99=240.6r/min
nIII=nII/i23=240.6/2.86=84.1r/min
nIV=nIII=84.1r/min
4各轴输入功率:
PI=Pd×η3=5×0.99=4.95KW
PII=PI×η1⋅η2=4.95×0.98×0.97=4.71KW
PIII=PII×η1⋅η2=4.71×0.98×0.97=4.48KW
PIV=PIII×η1⋅η3=4.48×0.98×0.99=4.71KW
则各轴的输出功率：
PI'=PI×0.98=4.85KW
PII'=PII×0.98=4.62KW
PIII'=PIII×0.98=4.39KW
PIV'=PIV×0.98=4.62KW
5各轴输入转矩:
TI=Td×η3
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
49.7Nm
所以各轴输入转矩
TI=Td×η3=49.7×0.99=49.2Nm
TII=TI×i12×η1⋅η2=49.2×3.99×0.98×0.97=186.6Nm
TIII=TII×i23×η1⋅η2=186.6×2.86×0.98×0.97=507.3Nm
TIV=TIII×η1⋅η3=507.3×0.98×0.99=492.2Nm
所以各轴输出转矩为：
TI'=TI×0.98=48.2Nm
TII'=TII×0.98=182.9Nm
TIII'=TIII×0.98=497.2Nm
TIV'=TIV×0.98=482.4Nm
第五部分传动零件的设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z1=24，则：
Z2=i12×Z1=3.99×24=95.76取：
Z2=96
2）初选螺旋角:
β=150。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=2.5
2）T1=49.2Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/24+1/96）]×cos150=1.655
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×24×tan150=2.04
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.777
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.98
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=2.76×109/3.99=6.93×108
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.87,KHN2=0.89
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.87×650=565.5MPa
[σH]2=
=0.89×530=471.7MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（565.5+471.7）/2=518.6MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=52.6mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=2.12mm
取为标准值:
2.5mm。
2）中心距：
a=
=
=155.3mm
3）螺旋角：
β=arccos
=arccos
=150
4）计算齿轮参数：
d1=
=
=62mm
d2=
=
=248mm
b=φd×d1=62mm
b圆整为整数为：
b=62mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=3.11m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/24+1/96）]×cos150=1.655
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×24×tan150=2.04
9）εγ=εα+εβ=3.695
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.777
11）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.98
12）由表8-2查得系数：
KA=1，由图8-6查得系数：
KV=1.1。
13）Ft=
=
=1587.1N
=
=25.6<100Nmm
14）由tanαt=tanαn/cosβ得：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos150）=20.70
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos15cos20/cos20.7=0.97
16）由表8-3得：
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.655/0.972=1.76
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.37
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.76×1.37=2.65
19）计算d1：
d1≥
=
=52.9mm
实际d1=62>52.9所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV1=Z1/cos3β=24/cos3150=26.6
ZV2=Z2/cos3β=96/cos3150=106.5
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/26.6+1/106.5）]×cos150=1.671
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.67
4）由图8-26和εβ=2.04查得螺旋角系数Yβ=0.87
5）
=
=3.33
前已求得:
KHα=1.76<3.33，故取：
KFα=1.76
6）
=
=
=11.02
且前已求得:
KHβ=1.37，由图8-12查得：
KFβ=1.34
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.76×1.34=2.59
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa1=2.58YFa2=2.17
应力校正系数:
YSa1=1.62YSa2=1.83
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N1=2.76×109
大齿轮应力循环次数:
N2=6.93×108
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1=0.83KFN2=0.85
12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]1=
=
=319.2
[σF]2=
=
=248.5
=
=0.01309
=
=0.01598
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=1.51mm
1.51≤2.5所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1=62mm
d2=248mm
b=ψd×d1=62mm
b圆整为整数为：
b=62mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b1=67mmb2=62mm
中心距：
a=155mm，模数：
m=2.5mm
（二）低速级齿轮传动的设计计算
1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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1）材料：
高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：
225~255HBW。
取小齿齿数：
Z3=28，则：
Z4=i23×Z3=2.86×28=80.08取：
Z4=80
2）初选螺旋角:
β=130。
2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：
确定各参数的值:
1）试选Kt=2.5
2）T2=186.6Nm
3）选取齿宽系数ψd=1
4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45
6）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/28+1/80）]×cos130=1.655
7）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×28×tan130=2.05
8）由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.777
9）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11）计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N3=60nkth=60×240.6×1×10×300×2×8=6.93×108
大齿轮应力循环次数：
N4=60nkth=N3/u=6.93×108/2.86=2.42×108
12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN3=0.89,KHN4=0.91
13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]3=
=0.89×650=578.5MPa
[σH]4=
=0.91×530=482.3MPa
许用接触应力:
[σH]=（[σH]3+[σH]4）/2=（578.5+482.3）/2=530.4MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d3t:
=
=83.6mm
4修正计算结果：
1）确定模数：
mn=
=
=2.91mm
取为标准值:
3mm。
2）中心距：
a=
=
=166.3mm
3）螺旋角：
β=arccos
=arccos
=13.10
4）计算齿轮参数：
d3=
=
=86mm
d4=
=
=246mm
b=φd×d3=86mm
b圆整为整数为：
b=86mm。
5）计算圆周速度v:
v=
=
=1.08m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6）同前，ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.44。
7）由式8-3得：
εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ
=[1.88-3.2×（1/28+1/80）]×cos13.10=1.681
8）由式8-4得：
εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×28×tan13.10=2.07
9）εγ=εα+εβ=3.751
10）同前，取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.771
11）由式8-21得：
Zβ=
=
=0.99
12）由表8-2查得系数：
KA=1，由图8-6查得系数：
KV=1.1。
13）Ft=
=
=4339.5N
=
=50.5<100Nmm
14）由tanαt=tanαn/cosβ得：
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos13.10）=20.50
15）由式8-17得：
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos13.1cos20/cos20.5=0.98
16）由表8-3得：
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.681/0.982=1.75
17）由表8-4得：
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.38
18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.75×1.38=2.66
19）计算d3：
d3≥
=
=84.3mm
实际d3=86>84.3所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度：
（1）确定公式内各计算数值：
1）当量齿数：
ZV3=Z3/cos3β=28/cos313.10=30.3
ZV4=Z4/cos3β=80/cos313.10=86.6
2）
εαV=[1.88-3.2×（1/ZV3+1/ZV4）]cosβ
=[1.88-3.2×（1/30.3+1/86.6）]×cos13.10=1.692
3）由式8-25得重合度系数：
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4）由图8-26和εβ=2.07查得螺旋角系数Yβ=0.88
5）
=
=3.28
前已求得:
KHα=1.75<3.28，故取：
KFα=1.75
6）
=
=
=12.74
且前已求得:
KHβ=1.38，由图8-12查得：
KFβ=1.35
7）K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.75×1.35=2.6
8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:
YFa3=2.53YFa4=2.23
应力校正系数:
YSa3=1.64YSa4=1.79
9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：
σFlim3=500MPaσFlim4=380MPa
10）同例8-2：
小齿轮应力循环次数:
N3=6.93×108
大齿轮应力循环次数:
N4=2.42×108
11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN3=0.85KFN4=0.87
12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[σF]3=
=
=326.9
[σF]4=
=
=254.3
=
=0.01269
=
=0.0157
大齿轮数值大选用。
（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
=
=2.12mm
2.12≤3所以强度足够。
（3）各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d3=86mm
d4=246mm
b=ψd×d3=86mm
b圆整为整数为：
b=86mm
圆整的大小齿轮宽度为：
b3=91mmb4=86mm
中心距：
a=166mm，模数：
m=3mm
第六部分轴的设计计算
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=4.95KWn1=960r/minT1=49.2Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1=62mm
则:
Ft=
=
=1587.1N
Fr=Ft×
=1587.1×
=598N
Fa=Fttanβ=1587.1×tan150=425N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：
dmin=A0×
=112×
=19.3mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:
Tca=KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:
KA=1.2，则:
Tca=KAT1=1.2×49.2=59Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:
LT4型，其尺寸为：
内孔直径20mm，轴孔长度38mm，
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