课程带式运输机传动装置的设计Word格式文档下载.doc

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1.2确定电动机转速

卷筒轴工作转速n==52.5r/min

二级圆柱齿轮减速器传动比3.9<

i<

7.53<

5

电机转速n=（3~5）×

（3~5）n=472.5r/min~1312.5r/min

取n=1000r/min

所以，由表12-1得电动机型号为Y132M1-6

额定功率p=4kw,满载转速n=960r/min

由表12-3得轴伸尺寸直径38mm长度80mm

2.传动比分配

2.1总传动比

i===18.3

2.2分配传动装置各级传动比

对展开式圆柱二级传动齿轮i=（1.3~1.5）i,i=ii

计算可i=5.3i=3.45

3.运动和动力参数计算

3.1各轴转速

1轴n=n=960r/min

2轴n=n/i=960/5.3=181.1r/min

3轴n=n/i=n/ii=960/18.3=52.5r/min

3.2各轴功率

1轴p=pη=3.1×

0.992=3.075kw

2轴p=pηη=3.075×

0.97×

0.99=2.953kw

3轴p=pηη=2.953×

0.99=2.836kw

3.3各轴转矩

1轴T=9550=30.56N·

M

2轴T=9550=143.37N·

3轴T=9550=515.88N·

4.传动零件的设计计算

4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算

4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动；

（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

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数

=4.88×

24=117.12，取；

Z2=118

4.1.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算

（1）确定公式内各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.3。

2）小齿轮传递的转矩T=9.55×

10=30560N·

3）由表10-7选取齿宽系数Φd=1。

4）由表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa

5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σlim1=600MPa；

大齿轮的接触疲劳极限σlim2=550MPa。

6）由公式10-13计算应力循环次数

60×

960×

1×

365×

2×

8×

8=2.691×

109=5.514×

108

7）由图10-19取接触疲劳寿命系数

K0.9K1.05

8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1﹪，安全系数S=1,则

[σ]==540MPa

[σ]==577.5MPa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

=41.883mm

2）计算圆周速度

=2.105m/s

3）计算齿宽b

=1×

41.883=41.883mm

4）计算齿宽与齿高比b/h

模数：

=1.745mm

齿高：

1.745×

2.25=3.926mm

b/h=10.67

5）计算载荷系数K。

由表10-2查得使用系数KA=1；

根据2.105m/s，7级精度，由图10-8查得,动载系数KV=1.1；

直齿轮1

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417；

由10.67，1.417查图10-13得1.38；

故载荷系数

1.1×

1.417=1.5587

6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有

=44.495mm

7）计算模数mn

=1.854mm

4.1.3按齿根弯曲强度设计

按公式（10-17），即

m≥

（1）确定计算参数

1）由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；

大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa；

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有

[]=

4）计算载荷系数

K==1×

1.38=1.518

5）查取齿形系数和应力校正系数

由表10-5用插值法查得

YFa1=2.65；

YFa2=2.16；

YSa1=1.58；

YSa2=1.81

6）计算大、小齿轮的并加以比较。

=0.01379

=0.011973

小齿轮的数值大。

（2）设计计算

=1.31mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm，已可满足弯曲强度。

为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.495mm来计算应有的齿数。

于是由

=29.6

取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.88×

30=146.4,取147。

4.1.4几何尺寸计算

（1）计算大小齿轮的分度圆直径

d=Z=30×

1.5=45mm

d=Z=147×

1.5=220.5mm

（2）计算中心距

a=（d+d）/2=132.75mm

（3）计算齿轮宽度

45=45mm

圆整后取B2=45mm,B1=50mm

4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计）

4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数

低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；

精度仍选为7级；

为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280HBS的40Cr（调质），大齿轮为硬度240HBS的45（调质）；

仍初选小齿轮齿数Z1=24，

大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.75×

24=90

4.2.2按齿面接触强度设计

试算公式：

试选载荷系数Kt=1.3；

小齿轮传递转矩T2=143.37N·

M,

Φ=1；

ZE=189.8MPa；

应力循环次数：

=5.514×

=1.47×

108；

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa；

大齿轮σHlim=550MPa；

接触疲劳寿命系数：

KHN1=1.05,KHN2=1.12.

取失效概率为1﹪，安全系数S=1，

计算得接触疲劳许用应力

=630Mpa

=1.12×

550=616MPa

1）小齿轮分度圆直径

=64.205mm

2）圆周速度

=0.661m/s

3）齿宽1×

64.205=64.205mm

模数=2.67mm

齿高h=2.25×

mt=2.25×

2.67=6.019mm

宽高比10.666

4）载荷系数。

Kv=1.01；

直齿轮1.0；

KA=1；

1.423,1.39；

则1.5653

5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:

=68.305mm

6）计算模数mm=2.846mm

4.2.3按齿根弯曲强度设计

设计公式：

小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；

弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9；

载荷系数1.529；

YFa1=2.65，YFa2=2.21；

YSa1=1.58，YSa2=1.78；

S=1.4；

计算弯曲疲劳许用应力：

==314.2MPa

==244.29Mpa

则：

=0.01332

=0.01610

大齿轮数值较大

=2.33mm

取m2=2.5，则小齿轮齿数

=27.3取Z1=28

28=105

4.2.4几何尺寸计算

（1）分度圆直径

28×

2.5=70mm

262.5mm

（2）中心距=166.25mm

（3）齿轮宽度1×

70=70mm

取B4=70mm，B3=75mm。

5轴的设计

5.1低速轴

1.输出轴上的功率、转速、转矩:

=2.836kW；

52.5r/min；

515.88N·

mm

2.作用在轴上的力；

已知低速级大齿轮的分度圆直径：

261mm

圆周力：

Ft4==3931N

径向力：

Fr4=Ft4tanα=3931×

tan20=1431N

3.初步确定轴的最小直径：

按初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。

有表15-3取，

于是得=41.58mm

由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，

即：

取40mm

为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

选滑块联轴器，根据设计手册表8-9得联轴器型号为

WH7

4.半联轴器的孔径=40mm，故取=40mm。

半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。

联轴器和轴配合采用轴的结构设计：

（1）方案如下图：

（2）确定轴的各段直径和长度：

1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取

2-3段的直径=62mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=82mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承.

参照工作要求并根据=62mm，初步选取6010，其尺寸为

d×

D×

B=50×

80×

16，故==16mm；

右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6010型轴承的定位

轴肩高度h=5mm，因此，取=71mm。

3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径=78mm，齿轮左端与左轴承之间采用轴套定位，已知齿轮轮毂宽度为87mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=68mm。

齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>

0.07d，故取h=6，则轴环处的直径=68mm。

轴

环宽度，取

4）轴承端盖的总宽度为32mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故取

5）由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系，及轴承与内面的距离关系，可确定=56mm；

=71mm。

（3）轴上零件的周向定位：

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按=60mm由表6-1查得平键界面，键槽长为50mm。

选择齿轮与轴的配合为.同样，半联轴器与轴的连接选用平键

5.2高速轴

1，高速轴上的功率，转矩和转速：

=3.075kW；

=30.56N·

m；

=960r/min。

2作用在齿轮上的力：

已知高速级齿轮的分度圆直径：

圆周力：

3.初步确定轴的最小直径：

于是得=15.52mm取22mm

由轴直径d100mm，且开有一个键槽，故使轴径增大5%，

取22mm

选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为

LM4

轴孔直径22mm，故取=22mm，

半联轴器长度L=52mm，联轴器和轴配合采用

4.轴的设计方案。

（1）设计方案：

1）为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取2-3断的直径=26mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取=50mm。

选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据=36mm，初步选取6006，其尺寸为

，故==13mm；

右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6006型轴承的定位轴肩高度h不小于3.5mm，因此，取==37mm。

3）由于齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。

4）轴承端盖的总宽度为36mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故取66mm。

5）由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面

的距离关系，可确定=16mm；

=102mm。

半联轴器采用平键连接。

按=22mm由表6-1查得平键界面

，键槽长为32mm。

（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：

参考表15-2，取轴端倒角为，2、5、6处圆角R1，其余各处R1.6

5.3中间轴

1，中间轴上的功率，转矩和转速：

=2.953kW；

=143.37N·

=193.7r/min。

大齿轮受力：

=1300.4N

=473.3N

小齿轮受力：

=4096.3N

=1490.9N.

3.初步确定轴的最大直径：

于是得=27.14mm

取30mm齿轮与轴采用配合

4.轴的结构设计

由轴的最大直径确定==33mm，由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度

短4mm，可确定；

。

齿轮之间采用轴肩位，轴肩高度h>

0.07d，取h=5，则轴环处的直径40mm.轴承段取d=33的轴承，轴承代号为6007，尺寸，故==33mm,。

由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关系，可得出；

（3）由于大齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。

小齿轮处采用平键连接。

=33mm，

4-5处平键尺，L=32mm。

参考表15-2，取轴端倒角为，其余各处取R1.2.

6.减速器箱体主要结构尺寸

名称

符号

尺寸关系

结果（mm）

箱座壁厚

δ

0.025a+3=8.287≥8

8

箱盖壁厚

δ1

0.02a+3=7.23≥8

箱盖凸缘厚度

b1

1.5δ1

12

箱座凸缘厚度

b

1.5δ

箱座底凸缘厚度

b2

2.5δ

20

地脚螺钉直径

df

0.036a+12

地脚螺钉数目

n

a≤250,n=4；

a＞250～500,n=6，a＞500时，n=8

4

轴承旁联接螺栓直径

d1

0.75df

16

盖与座联接螺栓直径

d2

（0.5～0.6）df

10

连接螺栓d2的间距

L

150～200

150

轴承端盖螺钉直径

d3

（0.4～0.5）df

8

视孔盖螺钉直径

d4

（0.3～0.4）df

定位销直径

d

（0.7～0.8）d2

d1d2df至外箱壁距离

C1

表11-2

C1f=26

C11=22

C12=16

dfd2凸缘边远距离

C2

C2f=24

C21=20

C22=14

轴承旁凸台半径

R1

C21

凸台高度

h

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作

42

外箱壁至轴承座端面距离

L1

C1+C2+（5～10）

47

铸造过渡尺寸

x,y

表1-38

x=3

y=15

大齿轮顶圆与内壁距离

△1

＞1.2δ

齿轮端面与内箱壁距离

△2

＞δ

箱盖箱座肋厚

m1,m

m1≈0.85δ1，m≈0.86δ

m1=7

m=7

轴承端盖外径

D2

D+（5～5.5）d3

D21=95

D22=102

D23=120

轴承旁联接螺栓距离

S

尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取s≈D2

S1=95

S2=102

S3=120

7轴的受力分析和强度校核

7.1高速轴受力分析及强度校核

如图小齿轮受力：

=1358.2N

=494.4N

受力分析：

由轴的结构图得：

L1=134mmL2=51.5mm

水平面：

由

得：

FNH1=137.3NFNH2=357.1N

弯矩M==18390.7N·

铅垂面：

FNV1=377.1NFNV2=981.14N

弯矩M==50526.7N·

总弯矩M==53770N·

扭矩T=30560N·

按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6

=21MPa

之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得70MPa

<

故安全。

7.2中间轴受力分析及强度校核

如图大齿轮受力：

L1=64.5mm,L2=70mm,L3=52mm.

FNH1=-843.3NFNH2=174.3N

弯矩M==-54393N·

M=Fr3L2+FNH1（L1+L2）=－102987.6N·

FNV1=3042.2NFNV2=2354.5N

弯矩M=－FNV1L1=－196222N·

M=Ft3L2－FNV1（L1+L2）=－122434N·

总弯矩M.==203621N·

M==159989N·

扭矩T=143370N·

=51.6MPa

7.3低速轴受力分析及强度校核

如图所示，齿轮受力为：

Ft4==3931N

L1=62.5mmL2=123mm

受力分析

FNH1=933.8NFNH2=497.2N

弯矩M=FNH1L1=61164N·

垂直面：

FNV1=2565NFNV2=1366N

弯矩M=FNV1L1=168008N·

总弯矩：

=178795N·

扭矩T=515880N·

=21.5MPa

此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得60MPa

8轴承寿命计算

8.1高速轴寿命计算

高速轴轴承为6006。

由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷：

C=15.2kN

轴承受到的径向载荷：

F=F=377.1NF=F=981.1N

派生轴向力为：

取e=0.4

Fd1=eFr1=150.8NFd2=eFr2=392.4N

两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。

因为Fae+Fd2＞Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。

所以轴向力：

Fa1=Fae+Fd2=392.4N

Fa2=Fd2=392.4N

6006轴承判断系数e=0.4。

＞e0.4

由教材表13-5得动载荷系数：

X1=0.44,Y1=1.40X2=1，Y2=0

由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷

P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=786.8N

P2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1079.2N

因为P1<

P2，所以以轴承2作为寿命计算轴承。

球轴承ε=3

=48507h

==8.3年

所以寿命满足使用要求。

8.2中间轴寿命计算

中间轴轴承为6007。

C=19.5kN

F=F=3042.2NF=F=2354.5N

Fd1=eFr1=1216.9NFd2=eFr2=941.8N

因为Fae+Fd2<

Fd1,所以左端轴承1放松，右端轴承2压紧。

Fa1=Fd1=1216.9N

Fa2=Fd1-Fae=12