帶式輸送機的轉(zhuǎn)動裝置設計【兩級展開式圓柱齒輪減速器】【說明書+CAD】

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電動機型號Y112M-4各級轉(zhuǎn)動比依次為4.0953.150.2.4轉(zhuǎn)速為1440r/m351.65r/m113.95r/m各軸輸入功率為3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各軸輸入扭矩25.57N.m設計計算與說明主要結果95503.828/1440=25.39N.m95503.676/351.65=99.83N.m9550 3.530/113.95=295.84N.m95503.215/46.522=660.28N.m以上數(shù)據(jù)整理如下：項目電動機軸高速軸中間軸低速軸卷軸轉(zhuǎn)速（r/min）14401440351.65113.9546.522功率（KW）3.8553.8283.6763.5303.215轉(zhuǎn)矩（N.m）25.5725.3999.83295.84660.2轉(zhuǎn)動比14.0953.152.4效率0.9930.96030.96030.91084.轉(zhuǎn)動件的設計（一）高速級齒輪的設計1.選擇精度，材料，齒數(shù)。參考文獻（2）第十章一般工作機，速度不高，選7級。小齒輪為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS，大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS。小齒輪齒數(shù)選21，大齒輪選85。初選螺旋角14度2.按齒面接觸強度計算：即1） 確定各計算值1，試選=1.6，2.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433。3.由圖10-26查得=0.77，=0.93。+=1.7。4.由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。5.由10-6查得材料影響系數(shù)=189.86.由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa=550MPa。25.39N.m99.83N.m295.84N.m660.28N.m精度7級材料40Cr齒數(shù)21/85設計計算與說明主要結果應力循環(huán)次數(shù)。=/2=6014401（1030028）/2=2.0736=/（2）=0.506375由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.9，0.95取失效概率1%，安全系數(shù)為S=1。=/S=0.9600=540MPa。=/S=0.95550=522.5MPa。7.許用接觸應力=（+）/2=531.21MPa。2）計算1.=35.55mm 2.V=2.680m/s3.b=35.551=35.55mm=/=h=2.25=2.251.643=3.70mmb/h=35.55/3.70=9.6084. 計算縱向重合度=0.318=0.318121tan14=1.6655.計算載荷系數(shù)Ka=1.5由V=2.680m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1由表10-13查=1.33 ，表10-4查=1.415由表10-3查=1.4所以K=KaKv=1.51.11.41.415=3.269按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為設計計算與說明主要結果=45.11計算模數(shù)=（45.11cos）/21=2.08mm3.按齒根彎曲強度計算 確定系數(shù)K=KaKv=1.51.11.41.33=3.0723由縱向重合度從圖10-28查螺旋影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)=22.988=93.05查齒形系數(shù)由表10-5查： 由10-20c 查小齒輪的彎曲疲勞極限為500MPa，大齒輪的為380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)為，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，且為對稱循環(huán)。=212.5MPa=167.2MPa。計算大小齒輪的，并比較=2.691.575/212.5=0.01994，=2.1941.783/167.2=0.023397。大齒輪數(shù)大模數(shù)為2.08設計計算與說明主要結果設計計算=1.59mm綜合比較可取模數(shù)為2.5mm?？蓾M足彎曲強度和接觸強度。4.幾何尺寸計算 中心距a=136.556mm將中心距圓整為136mm則=其改變不是很大，不必修正。大小齒輪分度圓直徑大小齒輪吃寬分別取55mm，60mm。（二）低速級齒輪設計1.選擇精度，材料，齒數(shù)。一般工作機，速度不高，選7級。小齒輪為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度280HBS，大齒輪為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度240HBS。小齒輪齒數(shù)選26，大齒輪選82。初選螺旋角14度2.按齒面接觸強度計算：即1） 確定各計算值1，試選=1.6，2.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433。3.由圖10-26查得=0.73，=0.88。+=1.61。4.由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。5.由10-6查得材料影響系數(shù)=189.86.由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa模數(shù)為1.59最后取2.5中心距為136分度圓直徑為53.89218.11齒寬為60557級45鋼齒數(shù)26/82設計計算與說明主要結果=550MPa。應力循環(huán)次數(shù)。=/2=60351.651（1030028）/2=0.75955=/（2）=0.24113由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.91，0.94取失效概率1%，安全系數(shù)為S=1。=/S=0.91600=546MPa。=/S=0.94550=517MPa。7.許用接觸應力=（+）/2=531.5MPa。2）計算1.=58.02mm 2.V=1.0680m/s3.b=58.021=58.02mm=/=h=2.25=2.252.165=4.8732mmb/h=58.02/4.8732=11.9095. 計算縱向重合度=0.318=0.318126tan14=2.0615.計算載荷系數(shù)Ka=1.5由V=1.069m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06由表10-13查=1.40 ，表10-4查=1.42由表10-3查=1.4所以K=KaKv=1.51.061.41.42=3.16092設計計算與說明主要結果按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為=72.827計算模數(shù)=（72.872cos）/26=2.718mm3.按齒根彎曲強度計算 確定系數(shù)K=KaKv=1.51.061.41.4=3.1164由縱向重合度從圖10-28查螺旋影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)=28.462=89.764查齒形系數(shù)由表10-5查： 由10-20c 查小齒輪的彎曲疲勞極限為500MPa，大齒輪的為380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)為，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，且為對稱循環(huán)。=225MPa=174.8MPa。計算大小齒輪的，并比較=2.541.615/225=0.018232，=2.2181.778/174.8=0.021561。大齒輪數(shù)大模數(shù)為2.718設計計算與說明主要結果設計計算=2.195mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)2.5，可滿足彎曲疲勞強度，但為了滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑72.827mm來計算應有的齒數(shù)，齒輪1取28，則齒輪2取3.15 28=894.幾何尺寸計算 中心距a=150.727mm將中心距圓整為150mm則=其改變不是很大，不必修正。大小齒輪分度圓直徑大小齒輪吃寬分別取75mm，80mm。（三）鏈輪的設計1.取小鏈輪齒數(shù)為17，則大鏈輪齒數(shù)為41。參考文獻（2）第九章由表9-7查得Ka=1.4，由9-13查得Kz=1.35。則單排鏈計算功率為2由=6.67KW，及轉(zhuǎn)速113.95r/min。查圖9-11可選20A-1。插表9-1，鏈條節(jié)距為p=31.75mm。3.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距取=1000mm相應的鏈節(jié)數(shù)為取鏈節(jié)數(shù)為94模數(shù)為2.195最后取2.5齒數(shù)為28/89中心距為150分度圓直徑為71.79228.21齒寬為8075齒數(shù)為17/41設計計算與說明主要結果查表9-7得到中心距系數(shù)=0.24814則鏈的的最大中心距為4 .由v和鏈號，查圖9-14可知采用滴油潤滑。5. 有效圓周力： 壓軸力系數(shù)，則壓軸力為N其總的轉(zhuǎn)動比為其誤差為0.25%5.軸的設計（一）高速軸 參考文獻第15章1. =3.828KW，=1440r/min，T=25390N.mm。2.作用在齒輪上的力3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取A0=112因軸上有鍵槽其最小直徑需擴大7%，為16.6mm。故可選彈性柱銷聯(lián)軸器。選HL2聯(lián)軸器2252GB5014-854.軸的尺寸如下圖：最大中心距993速度1.025有效圓周力3443壓軸力3960相對誤差0.25%設計計算與說明主要結果5.軸的受力分析如下：計算如下；力如下（1）設計計算與說明主要結果（2）彎距如下（1）（2）取最大值40385，扭矩為253906.校核軸的強度取齒輪中心處和齒輪左側校核。中心處：齒輪左側處材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=70MPa。故可以滿足。（二）中速軸1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齒輪上的力齒輪2的分度圓直徑為218.11mm最大彎矩為40385扭矩為25390強度滿足設計計算與說明主要結果齒輪2上的同齒輪1的力相同，方向相反。3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取A0=1124.軸的尺寸如下圖：受力圖如下：設計計算與說明主要結果5計算：力如下：=2781+942-2128=2595N（1）352+361-1038=-325N（2）836+352-1038=150N。彎矩如下：（1）（2）總彎矩如（1）設計計算與說明（2）最大值為（2）中的，扭矩為99830。6.較核軸的強度。由圖知道最大彎矩和扭拒在齒輪3的中心處，并較核齒輪3左側的軸肩處的強度。左側軸肩處的彎矩為材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=60MPa。故可以滿足（三）低速軸1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齒輪上的力同齒輪三的力大小相等，方向相反。 3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3取A0=112由于有兩個鍵槽直徑需擴大1.1倍，為34.55mm。故最小處取為36mm。4.尺寸如下最大彎矩為147468強度滿足最小直徑36設計計算與說明主要結果5.受力圖如下：計算如下：（1）設計計算與說明主要結果（2）彎矩如下：（1）2處的明顯要小很多。（2）2處的明顯要小很多。由尺寸圖可以知道軸1處的彎矩最大，直徑相對最小6.材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得=70MPa。故可以滿足。7.軸1處的軸肩受的彎矩相對很大，切受扭矩。有應力集中，過度配合。需校核該軸鍵左側，右側沒有裝配，且直徑較大，不需校核?？箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù)該處彎距是341259 ，扭矩295840 。截面上的彎曲應力為最大彎矩為345312強度滿足設計計算與說明截面上的扭轉(zhuǎn)切應力為軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得，=735MPa，=355MPa，=200MPa。截面上由于應力集中形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2查取。因r/d=0.0267，D/d=1.2，查得=2.09，=1.66。又由附圖3-1可得。故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2的尺寸系數(shù)=0.75，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)系數(shù)=0.85。軸按磨削加工，由附圖3-4的表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即=1可得綜合系數(shù)為；計算安全系數(shù)：S=1.5故可知其安全。主要結果安全系數(shù)滿足設計計算與說明6.軸承的校核1.高速軸上的軸承校核。 參考文獻（2）13章軸承為6206型號，無派生軸向力。1.正向時，軸承1受軸向力為218N。則插值法求得e=0.207，Y=2.13，X=0.56。兩軸承的徑向力分別為，2.反向時，軸承2受軸向力為218N。兩軸承的徑向力分別為，綜合可選879N，20961/300/2/8=4.37年，則軸承在經(jīng)濟使用期限內(nèi)。2.中速軸上的軸承校核軸承為6306型號，無派生軸向力。1.正向時，軸承2受軸向力為416N。則插值法求得e=0.222，Y=1.977，X=0.56。兩軸承的徑向力分別為主要結果軸承為6206型號壽命為4.37年軸承為6306設計計算與說明主要結果，2.反向時軸承1受軸向力，為416N。兩軸承的徑向力分別為，綜合可選2103N，16712/300/2/8=3.48年，則軸承在經(jīng)濟使用期限內(nèi)。3.低速軸上的軸承校核軸承型號是7309C，有派生力。1.正向時，兩軸承的徑向力分別為Fa=634N。初選e=0.4，F(xiàn)a和軸承1的徑向力一致，。，。查表得，。壽命為3.48年軸承為7309c設計計算與說明主要結果，。所以，。，。查表，無變化。查表得Y=1，X=0.44。2.反向時，兩軸承的徑向力分別為Fa=634N。初選e=0.4，F(xiàn)a和軸承2的徑向力一致，。，。查表得，。，所以，。設計計算與說明主要結果，。查表，變化很小。查表得Y=1，X=0.44。綜合取5831N，21451/300/2/8=4.47年，則軸承在經(jīng)濟使用期限內(nèi)。7.鍵的校核1.聯(lián)軸器上的鍵，選擇鍵B645GB1096-79。為剛性動連接，。滿足強度要求。2.齒輪2上的鍵，選擇鍵1063GB1096-97。為剛性動連接，。滿足強度要求。3.齒輪3上的鍵，選擇1040GB1096-79。為剛性動連接，。滿足強度要求。4.齒輪4上的鍵，選擇1663GB1096-79。為剛性動連接，。壽命為4.47年強度滿足強度滿足強度滿足設計計算與說明主要結果滿足強度要求。5.鏈上的鍵，選擇雙鍵C1040GB1096-79。為剛性動連接，滿足強度要求。鍵的計算參考文獻（2）第六章8.減速器附件的選擇1.端蓋的設計參考文獻（1）表9-9確定，為使制造方便，可靈活變動，取相對一致的值，如端蓋的厚度一直。2.通氣器參考文獻（1）表9-6確定，選M161.5。3.油標尺的選擇參考文獻（1）表9-14確定，選M12型號。4.油塞的選擇參考文獻（1）表9-16確定，選M141.5型號。5.起吊裝置的選擇參考文獻（1）表9-20確定，選箱蓋吊耳，和箱座吊耳。6.箱體參數(shù)及螺栓的選擇參考文獻（1）表3-1確定。9.潤滑與密封因高速級軸的速度為2.262m/大于2m/s。故軸襯的潤滑方式為浸油潤滑，可以直接在箱體靠內(nèi)壁開油溝即可。參考文獻（1）表3-4來確定的。件速器內(nèi)轉(zhuǎn)動件的潤滑參考文獻（1）表3-3，可確定為浸油潤滑，中級軸的速度為4.032m/s，底級軸的速度為1.36m/s?？纱_定最高和最低油面。參考文獻（1）表16-2和表16-1可選N150中負荷工業(yè)齒輪油。密封件的選擇參考文獻（1）表16-9，選擇氈圈油封及槽。10.設計小結本次設計過程全中途遇到了很多的問題，但在老師和同學的幫助下，我最終克服了種種困難，按期完成了作業(yè)。作為一個設計人員，務必要有足夠的耐心，去面對種種的麻煩；務必要有足夠的細心，去解決一些細小的問題；務必要有足夠的責任心，去設計自己的方案。這就是本次設計過程中最重要的心得。 初次進行一次完整的設計，其中有許多的不足，還希望老師和同學們能多多批評指正，讓我做得更好。最后，向所有在本次設計過程中幫助和支持過我的老師和同學致以真誠的謝意，特別是指導我設計的周老師，謝謝你。11.參考資料（1）機械設計機械設計基礎課程設計王昆 何小柏 主編 高等教育出版社（2）機械設計 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社（3）機械制圖 王蘭美 主編 高等教育出版社強度滿足強度滿足34