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帶式輸送機傳動裝置設計 28
摘 要
運輸機械用減速器（JB/T9002-1999）包括：二級傳動硬齒面DBY和中硬齒面DBZ兩個系列及三級傳動硬齒面DCY和中硬齒面DCZ兩個系列。第一級傳動為錐齒輪，第二、第三級傳動為漸開線圓柱齒輪。錐齒輪齒形為格里森弧線齒或克林根貝爾格延伸外擺線齒。齒輪及齒輪軸均采用優(yōu)質合金鋼鍛件。硬齒面經滲碳、淬火磨齒，齒面硬度為：齒輪軸58-62HRC；齒輪54-58HRC。圓柱和圓錐齒輪精度分別不低于GB/T10095和GB/T11365中的6級。中硬齒面減速器的錐齒輪采用硬齒面，圓柱齒輪采用調質、精滾，齒面硬度為：齒輪軸306-332HB，大齒輪273-314HB，齒輪精度為7級。
這種減速器主要適用于運輸機械，也可用于冶金、礦山、石油、化工等通用機械.其工作條件為：
a. 輸入軸最高轉速不大于1500r/min；
b. 齒輪圓周速度不大于20m/s；
c. 工作環(huán)境溫度為-40—45度，當環(huán)境溫度低于0度時，啟動前潤滑油應預熱。
從以上資料我們可以看出齒輪減速器結構緊湊、傳動效率高、運行平穩(wěn)、傳動比大、體積小、加工方便、壽命長等等.因此，隨著我國社會主義建設的飛速發(fā)展，國內已有許多單位自行設計和制造了這種減速器，并且已日益廣泛地應用在國防、礦山、冶金、化工、紡織、起重運輸、建筑工程、食品工業(yè)和儀表制造等工業(yè)部門的機械設備中，今后將會得到更加廣泛的應用。
本文首先介紹了帶式輸送機傳動裝置的研究背景，通過對參考文獻進行詳細的分析，闡述了齒輪、減速器等的相關內容；在技術路線中，論述齒輪和軸的選擇及其基本參數(shù)的選擇和幾何尺寸的計算，兩個主要強度的驗算等在這次設計中所需要考慮的一些技術問題做了介紹；為畢業(yè)設計寫作建立了進度表，為以后的設計工作提供了一個指導。最后，給出了一些參考文獻，可以用來查閱相關的資料，給自己的設計帶來方便。
關鍵詞 電動機，齒輪，軸，圓錐-圓柱齒輪傳動減速器
目 錄
一 文獻綜述………………………………………………………………………1
二 結構設計
三 設計計算過程及說明……………………………………………………….3
1 選擇電動機.......................................................... ....................................….3
2 傳動裝置的總傳動比及其分配.......................................….............................3
3 計算傳動裝置的運動和動力裝置參數(shù)..................................…........................3
4 帶傳動設計.......................................................…..........................................4
5 齒輪傳動設計.....................................................…........................................5
6 軸的設計.........................................................................................…...........11
7 軸承的選擇 ...............................................................................................…22
8 鍵的選擇.......................................................….........................................…22
9 減速機箱體的設計................................................…......................................23
10 減速器附件設計.......................................................................................….23
11 密封與潤滑.......................................................…........................................24
四 設計小節(jié)………………………………………………………………….……25
五 參考文獻………………………………………………….……………………26
1 緒論
通過查閱一些文獻我們可以了解到帶式傳動裝置的設計情況，為我所要做的課題確定研究的方向和設計的內容。
1.1 帶傳動
帶傳動是機械設備中應用較多的傳動裝置之一，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現(xiàn)主、從動輪間運動和動力的傳遞。
帶傳動具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優(yōu)點。
1.2圓錐-圓柱齒輪傳動減速器
YK系列圓錐-圓柱齒輪傳動減速器適用的工作條件：環(huán)境溫度為-40～40度；輸入軸轉速不得大于1500r/min,齒輪嚙合線速度不大于25m/s，電機啟動轉矩為減速器額定轉矩的兩倍。YK系列的特點：采用一級圓弧錐齒輪和一、二、三級圓柱齒輪組合，把錐齒輪作為高速級（四級減速器時作為第二級），以減小錐齒輪的尺寸；齒輪均采用優(yōu)質合金鋼滲碳淬火、精加工而成，圓柱齒輪精度達到GB/T10095中的6級，圓錐齒輪精度達到GB/T11365中的7級；中心距、公稱傳動比等主要參數(shù)均采用R20優(yōu)先數(shù)系；結構上采用模塊式設計方法，主要零件可以互換；除底座式實心輸出軸的基本型外，還派生出輸出軸為空心軸的有底座懸掛結構；有多中潤滑、冷卻、裝配型式。所以有較大的覆蓋面，可以滿足較多工業(yè)部門的使用要求。
減速器的選用原則：（1）按機械強度確定減速器的規(guī)格。減速器的額定功率P1N 是按載荷平穩(wěn)、每天工作小于等于10h、每小時啟動5次、允許啟動轉矩為工作轉矩的兩倍、單向運轉、單對齒輪的接觸強度安全系數(shù)為1、失效概率小于等于1%等條件算確定.當載荷性質不同，每天工作小時數(shù)不同時，應根據(jù)工作機載荷分類按各種系數(shù)進行修正.減速器雙向運轉時，需視情況將P1N乘上0.7～1.0的系數(shù)，當反向載荷大、換向頻繁、選用的可靠度KR較低時取小值，反之取大值。功率按下式計算：P2m=P2*KA*KS*KR ，其中P2 為工作功率； KA 為使用系數(shù)； KS 為啟動系數(shù)； KR 為可靠系數(shù)。（2）熱功率效核.減速器的許用熱功率PG適用于環(huán)境溫度20℃，每小時100%連續(xù)運轉和功率利用律（指P2/P1N×100%）為100%的情況，不符合上述情況時，應進行修正。（3）校核軸伸部位承受的徑向載荷。
2結構設計
2.1V帶傳動
帶傳動設計時，應檢查帶輪的尺寸與其相關零部件尺寸是否協(xié)調。例如對于安裝在減速器或電動機軸上的帶輪外徑應與減速器、電動機中心高相協(xié)調，避免與機座或其它零、部件發(fā)生碰撞。
2.2減速器內部的傳動零件
減速器外部傳動件設計完成后，可進行減速器內部傳動零件的設計計算。
1） 齒輪材料的選擇應與齒坯尺寸及齒坯的制造方法協(xié)調。如齒坯直徑較大需用鑄造毛坯時，應選鑄剛或鑄鐵材料。各級大、小齒輪應該可能減少材料品種。
2） 蝸輪材料的選者與相對滑動速度有關。因此，設計時可按初估的滑速度選擇材料。在傳動尺寸確定后，校核起滑動速度是否在初估值的范圍內，檢查所選材料是否合適。
3） 傳動件的尺寸和參數(shù)取值要正確、合理。齒輪和蝸輪的模數(shù)必須符合標準。圓柱齒輪和蝸桿傳動的中心距應盡量圓整。對斜齒輪圓柱齒輪傳動還可通過改變螺旋角的大小來進行調整。
根據(jù)設計計算結果，將傳動零件的有關數(shù)據(jù)和尺寸整理列表，并畫出其結構簡圖，以備在裝配圖設計和軸、軸承、鍵聯(lián)結等校核計算時應用。
聯(lián)軸器的選擇
減速器的類型應該根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動機軸與減速器，由于軸的轉速高，一般應選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，例如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸（輸出軸）與工作機軸聯(lián)接用的連周期，由于軸的轉速較低，傳遞的轉距較大，又因為減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常選用剛性可以移動聯(lián)軸器，例如滾子鏈聯(lián)軸器、齒式聯(lián)軸器。對于中、小型減速器，其輸出與工作機軸的軸線便宜不很大時，也可以選用彈性柱銷聯(lián)軸器這類彈性可移式聯(lián)軸器。
聯(lián)軸器型號按計算轉距進行選擇。所選定的聯(lián)軸器，起軸孔直徑的范圍應與被聯(lián)接兩軸的直徑相適應。應注意減速器高速軸外伸段軸徑與電動機的軸徑不得相差很大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器。
3 設計計算過程及說明
3.1選擇電動機
3.1.1電動機類型和結構型式選擇
Y系列籠型三相異步電動機,臥式閉型電電動機。
3.1.2選擇電動機容量
工作機所需功率
==7.98kw
=80.7r/min
電動機的輸出功率
==10.4kw
η=*…..* =0.82*0.98*0.95*0.98*0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77
確定電動機的額定功率
Ped>=Pd
3.1.3選擇電動機的轉速
同步轉速 1500r/min。
3.1.4確定電動機型號
選擇 Y160M-4 額定功率 11kw 轉速 1460r/min
3.2傳動裝置的總傳動比及其分配
i==18.1 帶傳動 i=2 圓錐 i= 2.5 圓柱 i= 4
3.3計算傳動裝置的運動和動力裝置參數(shù)
各軸轉速: 電動機軸 =1460r/min
減速箱輸入軸 ==486.7 r/min
高速軸 ==235.1 r/min
低速軸 ==58.8 r/min
各軸輸入功率: ==11kw
=*0.95=10.45kw
=*0.98*0.97*0.98=9.73KW
=*0.98*0.97*0.98=9.07KW
各軸轉矩:T0=9550*/=72.0N*m
T1=9550*/=205.0 N*m
T2=9550*/=395.2 N*m
T3=9550*/=1493.1 N*m
3.4帶傳動設計
3.4.1定v帶型號和帶輪直徑
工作情況系數(shù) =1.1
計算功率 ==1.1*11=12.1kw
選帶型號 A型
小帶輪直徑 =100mm
大帶輪直徑 =(1-0.01)*100*3=297mm
大帶輪轉速 = =481.8r/min
3.4.2計算帶長
求 = (+)/2 =198.5mm
求Δ Δ=(-)/2=98.5mm
2(+)>=a>=0.7*(+)
初取中心距 a=600mm
帶長 L=πDm+2*a+=1839.5
基準長度 =2000mm
求中心距和包角
中心距 a= + =344.18+337.06=681.24<700mm
小輪包角 α1=180°-(D2-D1)*60°=180°-(297-100)*60°/681.24 =162.6>120°
數(shù)求帶根 v=3.14**/(60*1000)=7.64m/s
傳動比 i=/=2
帶根數(shù) =1.32kw =0.95
=1.03 ΔP=0.17kw
z=/((+Δ)**)=12.1/((1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3 取9根
求軸上載荷
張緊力 =500*/v*z(2.5-)/+qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*=149.3N
軸上載荷 =2*sin(/2)=2*9*149.3*sin(162.6°/2)=2656.5N
3.5齒輪傳動設計
直齒錐齒: 軸交角∑=90° 傳遞功率P=10.45kw
小齒輪轉速=486.7r/m 傳動比i=2.07
載荷平穩(wěn),直齒為刨齒,小齒輪40Cr,調質處理,241HB~~286HB
平均260HB,大齒輪用45號鋼,217HB~~255HB 平均230HB
齒面接觸疲勞強度計算
齒數(shù)和精度等級 取=24 =i*=48
選八級精度
使用系數(shù)=1.0 動載荷系數(shù)=1.15
齒間載荷分配系數(shù) 估計*Ft/b<100N/mm
cos=u/=2/=0.89
cos=1/=1/=0.44
=/ cos=24/0.89=26.97
=/ cos=48/0.44=109.1
αv=(1.88-3.2(1/(2*)+1/(2*)))cos=1.85
==0.85
==1.4
齒向載荷分布函數(shù) =1.9
載荷系數(shù) ==1*1.5*1.4*1.9=3.99
轉矩 =9.55**=9.55**10.45/486.7=20505N.mm
彈性系數(shù) =189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.5
接觸疲勞強度 =710Mpa
=680Mpa
接觸最小安全系數(shù)=1.5
接觸壽命系數(shù) ==1.0
許用接觸應力 []= */=710*/1.05=676Mpa
[]= */=680*/1.05=648Mpa
小輪大端分度圓直徑 =0.3
=70mm
驗算圓周速度及Ka*Ft/b
=(1-0.5R) =(1-0.5R)70=59.5mm
==3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s
=
b=*R=*d/(2*sin)=*/(2*=20.4mm
*/b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm<100N/mm
確定傳動尺寸
大端模數(shù) m=/=70/24=2.9mm
實際大端分度圓直徑d =m=3*24=84
=m=3*48=144
b=*R=0.3*80.5=24.15mm
齒根彎曲疲勞強度計算
齒面系數(shù) =2.72 =2.38
應力修正系數(shù) =1.66 =1.78
重合度系數(shù) =0.25+0.75/ =0.25+0.75/0.85=0.66
齒間載荷分配系數(shù) */b<100N/mm
=1/=1/0.66=1.56
載荷系數(shù) ==1*1.15*1.56*1.9=3.4
彎曲疲勞極限 =600MPa
=570MPa
彎曲最小安全系數(shù) =1.25
彎曲壽命系數(shù) ==1.0
尺寸系數(shù) =1.0
許用彎曲應力 []= lim/=600*1.0*1.0/1.25=480MPa
[]=570*1.0*1.0/1.25=456MPa
驗算
===152
<[]
==152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa
標準斜齒圓柱齒輪
小齒輪用40Cr調質處理,硬度241HB~~286HB 平均260MPa
大齒輪用45號鋼,調質處理,硬度229HB~~286HB 平均241MPa
初步計算
轉矩=9.55**9.73/235.1=39524N.mm
齒數(shù)系數(shù)=1.0
值 取=85
初步計算的許用接觸應力[H1]=0.96Hlim1=0.9*710=619MPa
[H2]=0.9Hlim2=1.9*580=522MPa
初步計算的小齒輪直徑 =Ad=85*=48.1mm
取 d1=50mm
初步尺寬b=d*=1*50=50mm
校核計算
圓周速度 v==0.62m/s
精度等級 選九級精度
齒數(shù)z和模數(shù)m 初步齒數(shù)=19; =i*19=4*19=76
和螺旋角 =/=50/19=2.63158
=2.5mm
=arcos=arccos2.5/2.63158=18.2°
使用系數(shù) =1.10
動載系數(shù) =1.5
齒間載荷分配系數(shù)
==2*39524/50=1581N
=1.1*1.581/50=34N/mm<100N/mm
=[1.88-3.2[1/+1/]cos=[1.88-3.25*(1/19+1/76)]cos18.2°
=1.59
===2.0
==1.59+2.0=3.59
= arctan=arctan=20.9°
cos =cos18.2°20cos°/20.9cos°=0.95
齒向載荷分布系數(shù) =A+B[1+0.6*]+c*b/1000=1.36
=** * =1.10*1.05*1.76*1.36=2.76
彈性系數(shù) =189.8
節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.5
重合度系數(shù) 取
螺旋角系數(shù) =
許用接觸應力
驗算
=189.8*2.38*0.97=647MPa<690MPa
齒根彎曲疲勞強度驗算
齒行系數(shù)YFa =
Y=2.72 Y=2.2
應力修正系數(shù) =1.56 =1.79
重合度系數(shù)
=1.61
螺旋角系數(shù)
齒向載荷分配系數(shù)
=1.76<
齒向載荷分布系數(shù) b/h=50.(2.25*2.5)=8.9
=1.27
載荷系數(shù) K=**
許用彎曲應力
驗算
3.6軸的設計
輸入軸
選用45鋼調質
取 d=35mm
計算齒輪受力
=84mm
=(1-0.5
=689.2N
=tan
=
計算支反力
水平面反力 =1102.7N
=-413.5N
垂直面反力 =-1235.7N
=4115.5N
水平面受力圖
垂直面受力圖
水平面彎矩圖
垂直彎矩圖
合成彎矩圖
轉矩圖
許用應力
許用應力值
應力校正系數(shù)
當量彎矩圖
軸徑
高速軸
軸材料選用45鋼調質,
取 d=40mm
計算螺旋角
齒輪直徑 小輪 =
大輪
小齒輪受力 轉矩=9.55*
圓周力 =2*/=2*39524/50=1581N
徑向力
畫小齒輪軸受力圖
水平反力 =1358.1N
=912.1N
垂直反力 =594.7N
=103.3N
水平受力圖
垂直受力圖
水平彎矩圖
垂直彎矩圖
合成彎矩圖
畫轉矩圖
應力校正系數(shù)
畫當量彎矩圖
=50220N.mm
校核軸徑 =20.3<40mm
低速軸
材料同前兩軸
畫大齒輪受力圖
計算支反力
水平反力 =1185.8 =395.2N
垂直反力 =21.2N =584.6N
垂直受力圖
水平彎矩圖
垂直彎矩圖
合成彎矩圖
轉矩圖
當量彎矩
校核軸徑
=26<60mm
3.7軸承的選擇
輸入軸軸承選擇:
選用圓錐滾子軸承30208 e=0.37 Y=1.6 Cr=63000N
=1177.7N
=4297.0N
=/(2*Y)=368N
=/(2*Y)=1342.8N
=1228.4N =1342.8N
/=1.0>e /=0.3
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