机械二级传动减速器设计任务书.doc

word设计任务书带式运输机传动装置条件1  输送带工作拉力Fj= 6.3kN； 2 输送带工作速度 Vj= 2.9m/s(允许输送带速度误差为 ： 5% ) 3 滚筒直径D450 mm；4 滚筒效率 (包括滚筒与轴承的效率损失)：0.96 5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期8年； 7 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35°C； 8 动力来源电力，三相交流，电压380/220V； 9 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 10 制造条件与生产批量 :一般机械厂制造，小批量生产。设计数据： 输送带工作拉力Fj 输送带工作速度Vj 滚筒直径D=450mm项目设计内容，步骤和说明结果选择传动装置类型方案（a） 展开式，如图1，展开式结构比拟简单，应用最广；但齿轮相对于轴承非对称布置，受载时轴的弯曲变形会使载荷沿齿宽分布不均，故轴应具备足够大的刚度图1(b)同轴式，如图1-3所示，同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂 图2传动方案定为方案a：二级展开式圆柱斜齿轮减速器选择电动机1原始数据如下：运输带牵引力F=6300N2电动机型号选择(1)工作机所需的功率Pw：Pw=Fv1000=6300×2.91000=18.27Kw2)传动装置的总效率： =联轴器×2齿轮×4轴承×输×2油由手册表1-7查得联轴器=0.99-0.995弹性联轴器并取值为0.99、齿=0.99一对齿轮，正常油润滑、轴承=0.98滚子轴承，润滑正常一对、油=242(3)所需电动机的功率Pd：Pd=Pw=18.270.868=21.05Kw3、确定电动机转速：滚筒转速：n=按手册表13-2推荐的传动比合理X围，取二级圆柱斜齿轮传动传动比X围i齿 =8-60 。故电动机转速的可选X围为nd' = i齿 × nw符合这一X围的同步转速有1500r/min和3000r/min方案 电动机型号 额定功率/kw 电动机同步转速(r/min) 满载转速 额定转矩 1 Y180M-2 22 300029402 Y180L-422 150014704、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率与同步转速，选定电动机型号为电动机型号：Y180L-4其主要性能：额定功率：22KW，满载转速1470r/min，额定转矩2.2。F=6300NPwkwpdD=450mmnw=123.14 r/minnd=kw电动机型号：Y180L-4Pd=22kWnm=1470r/min计算总传动比和传动比分配1、总传动比：i = nm/nw2、分配各级传动比按设计方案的二级展开式减速器传动比X围是：i1 =1.31.5i2i1i2i1i2计算传动装置的运动和动力1、计算各轴转速r/minnI=nm=1470r/minnII = nI/i 1nIII = nII/i22、 计算各轴的功率kW电动机轴Pd = 22 KW；高速轴PI= Pd×联KW中间轴PII = PI×轴承×齿×油=21.78×0.98×0.97×0.99 = 20.50kw 低速轴PIII= PII×轴承×齿×油3、 计算各轴扭矩NmTI=9550×PI/nI= 9550× /1470 = NmTII=9550×PII/nII= 9550 ×/ =554.96 NmTIII=9550×PIII /nIII =9550× / =NmnI=1470r/minIInIIIPd = 22 kw；P1= 21.78 kwPII= 20.50 kwPIII= 19.29 kwTI=141.50 NmTII=554.96 NmTIII=Nm传动零件设计(1)选择齿轮材料与确定许用应力  2考虑减速器传递功率不变，所以齿轮采用软齿面。据书上P191(表10- 1)小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS， 大齿轮选用45钢调质，齿面硬240HBS(表10-1 )。 3 减速器为一般工作机器，速度不高，应当选用7级精度第一级齿轮传动设计1选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i1·z1=4.16×24=99.84，z2取100， 2选取螺旋角。初选螺旋角 2) .按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值H如此d.小齿轮传递转距：T1=9550×PI/nI=9550×N.m=×103g.应力循环次数 N1=60n1JLh=60×1470×16×300××109N2= N1/n2=×109×109Hn1=0.95,KHn2i.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1由图10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa计算，代入中较小的值试选载荷系数kt由表10-2查得使用系数根据v=4.72m/s, 7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV表103知表104知故载荷系数确定计算参数a.计算载荷系数,，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88e.计算大、小齿轮的并加以比拟由图1018取弯曲疲劳系数s=1.4 Kfn1=0.85, Kfn2.小齿轮的数值大取mn=2可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1Z1=30,如此z2=(4).几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为160mm按圆整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度所以取二第二级齿轮传动设计第一级的比为1选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2·z1=2.91×24=69.84，z2取70 21)选取螺旋角。初选螺旋角 2) .按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值H如此T2=9550×P2/n2=9550×g.应力循环次数 N=60n2JlK=60××16×300××108h.由图10-19查得接触疲劳寿命系数c=0.93, KHn2i.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1由图10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa计算t1，代入中较小的值试选载荷系数kt由表10-2查得使用系数根据v=1.84m/s, 7级精度，有图10-8查得动载荷系数KV表103知表104知故载荷系数确定计算参数a.计算载荷系数,，从图10-28查得螺旋角影响系数Yd.查取齿形系数表105e.计算大、小齿轮的并加以比拟由图1018取弯曲疲劳系数s=1.4 kfn1=0.85, kfn2.小齿轮的数值大取mn可满足齿根弯曲疲劳强度。为满足齿面接触疲劳强度取d1取Z1=39,如此z2=,取z2=114(4).几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为197mm按圆整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度所以取B2=100mm,B1=105mmz1=24z2=100，ZHT1N×109N2×109KHn1=0.95, KHn2Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPad1tKVd1mnY=0.88s=1.4 kfn1=0.85,kfn2mn=2d1z1=30z2=125a=160mmz1=24,z2=70ZHa1a2aT2=554.96N.m ×108c=0.93, KHn2S=1Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPaktKV,s=1.4 kfn1kfn2mnd1z1=39z2=114a=197mmb=100mmB2=100mm,B1=105mm装配结构草图绘制各轴强度校核1初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，当轴的支撑为定时，无法强度计算轴径要初步估算的方法即纯扭距并降低许用扭转切应力，先按课本式15-2初步计算轴的最小直径，确定d计算公式为：1，3轴为外伸轴，初步轴的最小直径应取较小的A值，2轴为非外伸轴，初步轴的最小直径应取较大的A值，查表15-3取考虑到1轴要于电动机连接初步计算必须与电动机，联轴器相配，所以初步定d1=45mm,d2=48mm,d3=56mm2轴的的结构设计1轴的初步设计如如下图1轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dI-II=45mm装配方案是：联轴器、轴承端盖、轴肩、左端轴承，依次从轴的左端向右安装，右端只安装轴承和轴承座，由于小齿轮齿顶圆直径较小直接做成齿轮轴即可。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取68mm，否如此可取46mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=23mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。由于dI-II=45mm并且与联轴器相连，高速轴应用凸缘联轴器连接,因此查凸缘联轴器GYH6,L=84mm，所以轴LI-II=84mm,并且应采用轴肩定位，由手册知h=(0.07-0.l)d,知dII-III=50mm,且由减速箱结构知LII-III=84mm,并且用圆锥滚子轴承30210，所以采用轴肩定位，dIV-V=58mm,由箱体结构知LIV-V=125mm,轴段V-VI是齿轮，由于齿根圆较小，做成齿轮轴，右端轴承采用轴肩定位，所以dVI-VII=58mm,LVI-VII=18mm,dVII-VIII=50mm,LVII-VIII=22mm2轴的初步设计如如下图：3轴的初步设计如如下图：装配方案：左端从左到右依次安装滚动轴承、套筒、斜齿轮和右端从右到左依次端盖、滚动轴承。由轴3最小直径知dVI-VII=56mm，且轮毂的长度应是1.5-2.0d，所以此段轴 LVI-VII=89mm,并且此段轴采用轴肩定位，所以 dV-VI=60mm,由于减速箱结构知LV-VI=80mm,并且装轴承型号为30212，为了减小应力集中，且由减速箱结构，所以取dIV-V=70mm,LIV-V=90mm，为了使齿轮定位可靠取dIII-IV=80mmLIII-IV=10mm,由于此段轴装齿轮，并采用轴肩定位，所以轴长应略短于轮毂长2-3mm, 因此dII-III=70mm,LII-III=100-2=98mm,轴段I-II装轴承30212，所以直径同 dV-VI=50mm=dI-II,由减速箱结构知LI-II=37mm3轴的弯扭合成强度计算由3轴两端直径d=56mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为30212轴承的校核将在后面进展。1轴的弯扭合成强度计算由1轴两端直径d=45mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为30210轴承的校核将在后面进展。 求作用在齿轮上的力，轴承对轴的力，轴上的弯距、扭距，并作图 齿轮1上的作用力：圆周力Ft1 =2T1d1=2×141.50×10362=4564.5N径向力Fr1 =Ft1,tanncos=4564.5tan200cos140=1712.2N轴向力Fa1 =Ft1,tan=4564.5tan140=1138.6N轴的扭矩T=T1=141500 Nmm齿轮中心处轴截面：水平弯矩MH=L2L1+L2×Fr1×L1+Fa1×r1mm竖直弯矩Mv=L2L1+L2×Ft1×L1mm合成弯矩M=MH2+MV2=224059.9 Nmm当量弯矩D=M2+0.75T2=255381.14 Nmm弯距图和扭距图如下：1轴的受力分析与弯距、扭距图(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力所以 查表15-1得 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件在2截面，直径最小d=45mm，也容易被破坏。抗弯截面系数 截面上的扭转切应力<-1符合弯扭强度条件2轴的弯扭合成强度计算由2轴两端直径d=45mm，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为302019轴承的校核将在后面进展。求作用在齿轮2上的力 齿轮2的力为Ft1,=Ft1Fr1,=Fr1Fa1,=Fa1齿轮3对轴的力：Ft2=2T2d2=2×5.5496×105100=11099.2NFr2=Ft2tanncos=11099.2tan200cos140=4163.45NFa2=Ft2tan=4039.8N得竖直支反力：水平支反力：作出2轴的力学模型，如如下图再计算出各个作用点处的弯距和扭距当量弯矩D1=M122+0.75T2m D2=M212+0.75T2=726.94 Nm2轴弯距图和扭距图如下： (2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮处轴3、4的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 所以 查表15-1得 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件齿轮处轴2、1的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 所以 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件2轴按疲劳强度校核截面3处应力集中最大，故校核该截面左右两侧。1） 截面3左侧3=0.1×50312500mm3抗扭截面系数WT3=0.2×503=25000mm3截面左侧的弯矩M为M=647.9-604.8×4393+604.8=624.7Nm截面上的扭矩T3为 T3m截面上的弯曲应力b=MW=62470012500MPa=50MPa截面上的扭转切应力T=T3WT=54496025000=21.8MPa过盈配合处的k,由附表3-8用插值法求出，并取kk，于是得k=3.16k×轴按磨削加工，由附图3-4得外表质量系数=轴未经外表强化处理，即q=1，如此按式3-12与式3-12a得综合系数为K=k+1-1=3.16+10.92-1=3.25K=k+1-1=2.53+10.92-1=2.62又由§3-1与§3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按15-615-8得S=-1Ka+m=2753.25×50+0.1×0=1.7S=-1Ka+m=1552.62×21.82+0.05×21.82=5.3Sca=SSS2+S2=1.7×5.31.72+5.32=1.62>S=1.5故可知其安全2） 2截面3左侧3=0.1×58319511mm3抗扭截面系数WT3=0.2×583=39022mm3截面上的弯曲应力b=MW=62470019511MPa=32MPa截面上的扭转切应力T=T3WT=54496039022=14MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得B=640MPa，-1=275MPa,-1=155MPa.在危险截面右侧由于轴肩而形成的理论应力集中系数与r按附表3-2查取，=2.0，又由附表3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82,q=0.85故有效应力集中系数按式附表3-4为k=1+q(-1)×-k=1+q(-1)×-1由附图3-2的尺寸系数=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得外表质量系数=轴未经外表强化处理，即q=1，如此按式3-12与式3-12a得综合系数为K=k+1-1=1.820.67+10.92-1=2.80K=k+1-1=1.260.82+10.92-1=1.62又由§3-1与§3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按15-615-8得S=-1Ka+m=2752.80×32+0.1×0=3.07S=-1Ka+m=1551.62×142+0.05×142=13Sca=SSS2+S2=3.07×133.072+132=3>S=1.5故可知其安全 齿轮3上的作用力：圆周力Ft3 =Ft2 =11099.2N径向力Fr3 =Fr2 =4163.45N轴向力Fa3 =Fa2 =4039.8N轴的扭矩T=T3=1494920 Nmm齿轮中心处轴截面：水平弯矩MH=L2L1+L2×Fr3×L1-Fa3×r3=-mm竖直弯矩Mv=L2L1+L2×Ft1×L1mm合成弯矩M=MH2+MV2=657925.67 Nmm当量弯矩D=M2+0.75T2=1452224.3 Nmm弯距图和扭距图如下：(2).校核轴的强度由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数取抗弯截面系数 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力所以 查表15-1得 MPa轴的弯扭强度条件为 符合弯扭强度条件在截面7，直径最小，d=56mm，也容易被破坏。抗弯截面系数 截面上的扭转切应力=42.6MPa<-1=45MPa符合弯扭强度条件d1d2d3d1=45mmd2=48mmd3=56mmFt1 =4564.5NFr1 =1712.2NFa1 =1138.6NT=141.5 NmMHmmMvWz×10-6=9.4MPa=2.97Mpaca=9.57MPa-1=60MPaWZ2×10-6=7.7MPaFt1,=4564.5NFr1,Fa1,Ft2Fr2Fa2FNV1FNV2FNH1FNH2MV1MV2MH12MH11MH21MH22M11M12M21M22D1D2WZ×10-6=51.8MPa=15.2MPacaMPaWZ×10-6=48.4MPa=15.2MPaca=49.25MPaW=12500mm3WT=25000mm3T3b=50MPaTKKSSSca>SW19511mm3WT=39022mm3b=32MPaT=14MPakkKKSS=13Sca=3>SFt3 =11099.2NFr3 =4163.45NFa3 =4039.8NT=1494.92 N.mMHMVWZ×10-6=19.2MPa=21.79MPaca=23.23MPaMPa<-1轴承寿命校核1轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30210，主要参数如下：D=90mm;B=20mm;d=50mm根本额定动载荷 C =73.2 kN极限转速 Vmax=5300 r / min齿轮1上的作用力：圆周力Ft1 =2T1d1=2×141.50×10362=4564.5N径向力Fr1 =Ft1,tanncos=4564.5tan200cos140=1712.2N轴向力Fa1 =Ft1,tan=4564.5tan140=1138.6N轴承上的支反力Fv1=Fr1L1+Far1L1+L2=165×1712.2+1138.6×31165+58=1425N Fh1=L1L1+L2×Ft1=165×4564.5165+58 Fv2=Fr1-Fv1- Fh2=Ft1-Fh1-轴承上的径向力FR1=Fv12+Fh12 FR2=Fv22+Fh22派生轴向力S1=FR12Y=3665.62×1.4=1309.1NS2=FR22Y=1221.42×1.4=436.2NS2+Fa>S1 故Fa2=S2=436.2N Fa1= S2+Fa轴承1 Fa1FR1=>即P1= 0.4×FR1+1.4×Fa1=N轴承2Fa2FR2=<0.42查机械手册与书得X=1，Y=0P2=FR2计算寿命额定寿命Lh=16×300×8=3.84×104h显然24.38×1043.84×104所以设计的轴承满足要求的。2轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30209，主要参数如下：D=85mm;B=19mm;d=45mm根本额定动载荷 C =67.8 kN极限转速 Vmax=5600 r / min齿轮1、2上的作用力：圆周力Ft1 =4564.5N径向力Fr1 =1712.2N轴向力Fa1 =1138.6N齿轮3、4上的作用力：圆周力Ft2=2T2d2=2×5.5496×105100=11099.2N径向力Fr2=Ft2tanncos=11099.2tan200cos140=4163.45N轴向力Fa2=Ft2tan=4039.8N由之前轴局部计算知外加轴向力Fa=Fa1 +Fa2=5302N轴承上竖直支反力：水平支反力：轴承上的径向力FR1=FNv12+FNh12 FR2=FNv22+FNh22=8923N派生轴向力S1=FR12Y=7121.442×1.5=2373.8NS2=FR22Y=89232×1.5=2974.3NS2+Fa>S1 故Fa2=S2=2974.3N Fa1= S2+Fa轴承1 Fa1FR1=6>查机械手册得P1=0.4×7121.441.5×8276.3=15263N轴承2Fa2FR2=<查机械手册得P2=FR2=8923N计算寿命额定寿命Lh=16×300×8=3.84×104h显然6807.53.84×104设计的轴承不满足要求的。应增加当量动载荷，在内径不变的情况下，可选用直径系列更高的轴承，即30309，其根本额定动载荷 C =108 kN派生轴向力S1=FR12Y=7121.442×1.7=2094.5NS2=FR22Y=89232×1.7=2624.4NS2+Fa>S1 故Fa2=S2=2624.4N Fa1= S2+Fa轴承1 Fa1FR1=>查机械手册得P1=0.4×7121.441.7×7926.4=16323N轴承2Fa2FR2=<查机械手册得P2=FR2=8923N计算寿命额定寿命Lh=3.84×104h显然4.12×1043.84×104所以设计的轴承满足要求的。3轴上的轴承选用采用圆锥滚子轴承，型号为30212，主要参数如下：D=110mm;B=22mm;d=60mm根本额定动载荷 C =102 kN极限转速 Vmax=4500 r / min圆周力Ft3 =Ft2 =11099.2N径向力Fr3 =Fr2 =4163.45N轴向力Fa3 =Fa2 =4039.8N轴承上的支反力Fv1=Fr3L1+Fa3r1L1+L2=68×4163.45+4039.8×14768+155 Fh1=L1L1+L2×Ft3=68×11099.268+155 Fv2=Fr3-Fv1- Fh2=Ft3-Fh1-轴承上的径向力FR1=Fv12+Fh12 FR2=Fv22+Fh22=7718N派生轴向力S1=FR12Y=5188.452×1.5=1729.5NS2=FR22Y=77182×1.5=2572.7NS2+Fa>S1 故Fa2=S2=2572.7N Fa1= S2+Fa轴承1 Fa3FR1=>查机械手册得P1=0.4×1.5×5769.3=10701N轴承2Fa3FR2=<查机械手册得P2=FR2=7718N计算寿命额定寿命Lh=16×300×8=3.84×104h显然25.2×1043.84×104所以设计的轴承满足要求的。D=90mmB=20mmd=50mmC =73.2 kNFt1 Fr1 Fa1 Fv1=1425NFh1Fv2Fh2FR1FR2S1=1309.1NS2=436.2NFa2 =436.2N Fa1Fa1FR1=P1Fa1FR2P2LNLh=3.8×104hLNLhD=85mmB=19mmd=45mmC =67.8 kNVmax=5600 r / minFt1 =4564.5NFr1 =1712.2NFa1 =1138.6NFt2Fr2Fa2FNV1FNV2FNH1FNH2FR1FR2=8923NS1=2373.8NS2=2974.3NFa2 =2974.3N Fa1Fa1FR1=P1=15263NFa2FR2=P2=8923NLN=LN<LhC =108 kNS1=2094.5NS2=2624.4NFa2Fa1= 7926.4N Fa1FR1=P1=16323NFa2FR2=P2=8923NLN=LNLhD=110mmB=22mmd=60mmC =102 KnFt3 Fr3Fa2Fv1Fh1Fv2Fh2FR1FR2=7718NS1=1729.5NS2=2572.7NFa2= 2572.7N Fa1Fa3FR1=P1=10701NFa3FR2=P2=7718NLN=LNLh键联接强度计算1轴键槽局部的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键键14×9，b=14,h=9,L=803轴左端键槽局部的轴径为70mm，所以选择普通圆头平键，键20×12，b=20,h=12,L=1003轴右端键槽局部的轴径为56mm，所以选择普通圆头平键键16×10，b=16,h=10,L=1102轴左端键槽局部的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键16×10，b=16,h=10,L=1002轴右端键槽局部的轴径为50mm，所以选择普通圆头平键键16×10，b=16,h=10,L=632键的强度计算假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100120MPa，所以取(1).1轴上键的强度计算所以 满足强度条件(2).2轴左端上键的强度计算所以 满足强度条件2轴右端上键的强度计算所以 满足强度条件(3).3轴左端键的强度计算所以 满足强度条件3轴右端键的强度计算所以 满足强度条件36 / 36