二级减速器机械设计课程设计带式运输机传动装置.doc

机械设计课程设计 计算说明书 设计题目：带式运输机传动装置 目 录 一、设计任务书（3） 二、说明书正文（4） 1. 传动方案的拟定 （4） 2. 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算 （5） 3. 传动零件的设计计算 （7） 齿轮传动设计参数选择与计算结果 （13） 4. 轴和轴上零件设计及其强度校核（15） 1）初算轴径 （15） 2）联轴器选择 （16） 3）初步绘制装配底图 确定各轴位置 （17） 4）输入轴设计（45钢，调制处理）（18） 5）中间轴设计（45钢，调制处理）（20） 6）输出轴设计（45钢，调制处理）（22） 5. 减速器箱体的附件设计及其与润滑 （24） 三、设计小结（26） 四、参考资料（27） 机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机传动装置 一、 设计数据及要求 1. 输送带牵引力(KN)：3.0 输送带速度(m/S)：1.4 输送带滚筒直径(mm)：400 2. 滚筒效率：=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失） 3. 工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过5%，载荷平稳； 4. 工作环境：运送谷物，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内常温，灰尘较大。 5. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二、 传动装置简图 三、 设计注意事项 1. 设计由一张减速器装配图（A0或A1） 若干张零件图及一份计算说明书组成。 2. 设计必须根据进度计划按期完成。 3. 设计图纸及计算说明书必须经指导老师审查签字后，方能参加设计答辩。四、 设计时间 2010 年 09 月 17 日 2010 年 10 月 17 日传动方案的拟定 分析： 由于方案（4）中锥齿轮加工困难，方案（3）中蜗杆传动效率较低，都不予考虑； 方案（1）、方案（2）都为二级圆柱齿轮减速器，结构简单，应用广泛，初选这两种方案。 方案（1）为二级同轴式圆柱齿轮减速器，此方案结构紧凑，节省材料，但由于此方案中输入轴和输出轴悬臂，容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳，若使用斜齿轮则指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向，加大了轴的弯曲应变，如果径向力大的话也将影响齿轮传动的平稳性；方案（2）为二级展开式圆柱齿轮减速器，此方案较方案（1）结构松散，但较前方案无悬臂轴，则啮合更平稳，若使用斜齿轮会由于输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向，从而能抵消大部分径向力，使传动更可靠。 从受载方式优劣上考虑，这里选择方案（2） 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算一、 电动机类型结构型式的确定由于Y型三相异步电动机效率高、性能好、噪声低、振动小，能够适用于运输机上，且结构简单、价格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电网中，因此在工业上普遍存在，这里选为动力源。二、 功率的确定1. 输送机所需的功率：2. 电动机至运输机的总功率：说明： 【电动机与一级输入齿轮间弹性联轴器的传动效率】； 【输入轴上角接触球轴承的传动效率】； 【一级输入齿轮与一级输出齿轮间的传动效率（7级精度+润滑油）】； 【中间轴上角接触球轴承的传动效率】； 【二级输入齿轮与二级输出齿轮间的传动效率（7级精度+润滑油）】； 【输出轴上角接触球轴承的传动效率】； 【输出轴与运输机上滚筒轴间弹性联轴器的传动效率】。 以上各效率数据 查【2】P13表（3-1） 3. 电动机的功率：| 4. 电动机的额定功率：电动机的额定功率 查【2】P178 表（17-7）三、 电动机型号的确定 额定功率为5.5kW的电动机的同步转速有四种选择：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min。 由于同步转速为3000 r/min的电动机很难将速度降下来，这里不选； 由于同步转速为750 r/min的电动机尺寸大、价格贵、质量重比较起来不经济，这里也不选； 剩下的两种可任选，这里选择同步转速为1500r/min的电动机。查【2】P178 表（17-7）确定电动机的型号为Y132S-4 （Y表示系列代号，132表示机座中心高，S表示短机座，4表示电动机级数）电动机满载转速为1440r/min，质量为68kg。如图 电动机轴直径： mm 轴伸出长度：G=80 mm 伸出轴上键宽：F=10 mm 伸出轴上最小直径：G=33 mm 电动机轴中心高：H=132mm四、 传动比的分配1. 总传动比：，为了方便计算总传动比i取整数 21。 输送机工作误差： 误差在允许范围内，传动比符合要求。2. 圆柱齿轮传动中单级荐用值 , 单级最大值 查【1】P14 表（3-2） 对于二级圆柱齿轮减速器，有下面传动比分配公式适合于二级展开式： 这里取 ，则 。 五、 传动参数的计算 1. 各轴的转速（r/min）输入轴的转速： ；中间轴的转速： 输出轴的转速： 滚筒轴的转速： 2.各轴的输入功率（kW） 3.各轴的输入转矩（Nm）输入轴的输入功率： 输入轴的输入转矩：中间轴的输入功率： 中间轴的输入转矩：输出轴的输入功率： 输出轴的输入转矩：滚筒轴的输入功率： 滚筒轴的输入转矩：轴类电机轴输入轴中间轴输出轴滚筒轴功率(kW)5.55.4455.2835.1255.023转矩(Nm)36.47636.111183.942713.767699.562转速(r/min)14401440274.28668.57168.571传动比 1 5.25 4 1传动效率 0.99 0.97 0.97 0.99传动零件的设计计算一、 一级减速斜齿轮设计 （已知一级输入小齿轮传递的额定功率，一级输出小齿轮转速为，传动比为， 单向运转，满载工作时间 ） 1. 选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选七级精度（GB 1009588） 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质） 查【1】 P191 表（10-1） 小齿轮齿数，大齿轮的齿数；初选螺旋角 2. 按齿面接触强度设计 试选 由【1】P217图（10-30）选取区域系数 由【1】P215图（10-26），则 许用接触应力（其中S取1,由工作应力循环次数 得 ；由 得 查【1】 P207图（10-19） 查【1】 P209图（10-21） 小齿轮传递的转矩： 齿宽系数： 查【1】 P205 表（10-7） 材料的弹性影响系数： 查【1】 P20 表（10-6） 试算小齿轮的分度圆直径： mm （取） 圆周速度： 齿宽b及模数 纵向重合度： 载荷系数K 已知使用系数，根据v=3.07m/s,7级精度，查得动载系数 ： 查【1】 P194 图（10-8） 的值与直齿轮的相同 查【1】 P196表（10-4） 查【1】 P198图（10-13） 查【1】 P195表（10-3） 动载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 模数： 3. 按齿根弯曲强度设计 载荷系数： 根据纵向重合度，得动螺旋角影响系数 ： 当量齿数： 齿形系数： 应力校正系数： 查【1】 P200表（10-5） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 查【1】 P208图（10-20c） 弯曲疲劳寿命系： 弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 比较大、小齿轮的 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5已可满足弯曲强度。但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来计算应有齿数： （取）那么 4.几何尺寸计算 计算中心距：，将中心距圆整后为162 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角: 因值改变不多，故参数 、 、 等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径及齿轮宽度 圆整后取， 小齿轮的齿顶圆直径： 大齿轮的齿顶圆直径：二、二级减速斜齿轮设计 因为一级减速器齿轮尺寸已近定下来了，所以二级减速器设计要考虑到二级的大齿轮浸油深度相差不能太大，外廓尺寸应紧凑，并且注意一级输出大齿轮与输出轴之间会不会发生干涉。 已知二级输入小齿轮传递的额定功率P=5.125kW，二级输出小齿轮转速为，传动比为， 单向运转，满载工作时间 1. 选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器，速度不高，故选七级精度（GB 1009588） 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质） 查【1】 P191 表（10-1） 小齿轮齿数，大齿轮的齿数；初选螺旋角 2. 按齿面接触强度设计 试选 由【1】P217图（10-30）选取区域系数 由【1】P215图（10-26），则 许用接触应力（其中S取1,由工作应力循环次数 得 ；由 得 查【1】 P207图（10-19） 查【1】 P209图（10-21） 小齿轮传递的转矩： 齿宽系数： 查【1】 P205 表（10-7） 材料的弹性影响系数： 查【1】 P20 表（10-6） 试算小齿轮的分度圆直径： 圆周速度： 齿宽b及模数 纵向重合度： 载荷系数：K 已知使用系数，根据v=3.07m/s,7级精度，查得动载系数 查【1】 P194 图（10-8） 的值与直齿轮的相同 查【1】 P196表（10-4） 查【1】 P198图（10-13） 查【1】 P195表（10-3） 动载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 模数： 3. 按齿根弯曲强度设计 载荷系数： 根据纵向重合度，得动螺旋角影响系数 ： 当量齿数： 齿形系数： 应力校正系数： 查【1】 P200表（10-5） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限： 大齿轮的弯曲疲劳强度极限： 查【1】 P208图（10-20c） 弯曲疲劳寿命系： 弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 比来计算应有齿数： （取）那么 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5已可满足弯曲强度。但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 心距修正螺旋角: 因值改变不多，故参数 、 、 等不必修正 4.几何尺寸计算 计算中心距：，将中心距圆整后为162 mm 按圆整后的中较大、小齿轮的 计算大、小齿轮的分度圆直径及齿轮宽度 圆整后取， 小齿轮的齿顶圆直径： 大齿轮的齿顶圆直径： 齿轮传动设计参数选择与计算结果：高速级齿轮传动设计参数选择与计算结果低速级齿轮传动设计参数选择与计算结果齿轮类型斜齿圆柱齿轮齿轮类型斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级 7齿轮精度等级 7小齿轮z1的材料40Cr小齿轮z3的材料40Cr小齿轮z1的热处理方式调质小齿轮z3的热处理方式调质小齿轮z1的硬度280HBS小齿轮z3的硬度280HBS大齿轮z2的材料45大齿轮z4的材料45大齿轮z2的热处理方式调质大齿轮z4的热处理方式调质大齿轮z2的硬度250HBS大齿轮z4的硬度250HBS齿数比u高5.25齿数比u低4小齿轮齿数z120小齿轮齿数z328大齿轮齿数z2105大齿轮齿数z4112初选螺旋角高初选螺旋角低试选载荷系数Kt高1.6试选载荷系数Kt低1.6小齿轮z1的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa小齿轮z3的接触疲劳强度极限Hlim3600MPa大齿轮z2的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa大齿轮z4的接触疲劳强度极限Hlim4550MPa小齿轮z1的应力循环次数N1小齿轮z3的应力循环次数N3大齿轮z2的应力循环次数N2大齿轮z4的应力循环次数N4小齿轮z1的接触疲劳寿命系数KHN10.88小齿轮z3的接触疲劳寿命系数KHN30.93大齿轮z2的接触疲劳寿命系数KHN20.93大齿轮z4的接触疲劳寿命系数KHN40.95小齿轮z1的接触疲劳许用应力H1528MPa小齿轮z3的接触疲劳许用应力H3558MPa大齿轮z2的接触疲劳许用应力H2511.5MPa大齿轮z4的接触疲劳许用应力H4522.5MPa许用接触应力H519.75MPa许用接触应力H540.25MPa小齿轮z1的转矩T135040Nmm小齿轮z3的转矩T3178440Nmm齿宽系数d 高1齿宽系数d低1弹性影响系数ZE高弹性影响系数ZE低区域系数ZH高2.425区域系数ZH低2.425端面重合度高1.52端面重合度低1.57小齿轮z1的分度圆初步计算直径d1t40.72mm小齿轮z3分度圆初步计算直径d3t69.102mm齿轮圆周速度v13.07m/s齿轮圆周速度v30.9924m/s计算齿轮宽度b 40.72mm计算齿轮宽度b 69.102mm计算模数mnt2.458mm计算模数mnt3.34mm动载荷系数Kv1.12动载荷系数Kv1.05使用系数KA1使用系数KA1接触强度用齿间载荷分配系数KH1.2接触强度用齿间载荷分配系数KH1.2接触强度用齿向载荷分配系数KH1.417接触强度用齿向载荷分配系数KH1.424接触强度用载荷系数K接1.904接触强度用载荷系数K接1.794校正后的分度圆直径d147.69mm校正后的分度圆直径d171.816mm校正后的齿轮计算模数mn1.65mm校正后的齿轮计算模数mn2.336mm标准模数mn2.5mm标准模数mn2.5mm计算中心距a12161.76mm计算中心距a12181.17mm圆整后的实际中心距a12162mm圆整后的实际中心距a12181mm修正后的实际螺旋角修正后的实际螺旋角小齿轮z1的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa小齿轮z3的弯曲疲劳强度极限FE3500MPa大齿轮z2的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa大齿轮z4的弯曲疲劳强度极限FE4380MPa小齿轮z1的弯曲疲劳寿命系数KFN10.82小齿轮z3的弯曲疲劳寿命系数KFN30.86大齿轮z2的弯曲疲劳接寿命系数KFN20.86大齿轮z4的弯曲疲劳接寿命系数KFN40.88小齿轮z1的接触疲劳许用应力H1528MPa小齿轮z3的接触疲劳许用应力H3307.143MPa大齿轮z2的接触疲劳许用应力H2811.5MPa大齿轮z4的接触疲劳许用应力H4238.857MPa弯曲强度用齿间载荷分配系数KF1.2弯曲强度用齿间载荷分配系数KF1.2弯曲强度用齿向载荷分配系数KF1.35弯曲强度用齿向载荷分配系数KF1.325弯曲强度用载荷系数K弯1.814弯曲强度用载荷系数K弯1.794计算纵向重合度1.363计算纵向重合度1.704螺旋角影响系数Y0.875螺旋角影响系数Y0.875小齿轮z1的当量齿数Zv117.754小齿轮z3的当量齿数Zv322.19大齿轮z2的当量齿数Zv283.207大齿轮z4的当量齿数Zv488.77小齿轮z1的齿形系数YFa13.03小齿轮z3的齿形系数YFa32.80大齿轮z2的齿形系数YFa22.212大齿轮z4的齿形系数YFa42.22小齿轮z1的应力校正系数YSa11.51小齿轮z3的应力校正系数YSa31.55大齿轮z2的应力校正系数YSa21.776大齿轮z4的应力校正系数YSa41.77小齿轮z1的实际齿根弯曲应力F1292.857MPa小齿轮z3的实际齿根弯曲应力F3307.143MPa大齿轮z2的实际齿根弯曲应力F2233.429MPa大齿轮z4的实际齿根弯曲应力F4238.857MPa小齿轮z1的实际分度圆直径d151.84mm小齿轮z3的实际分度圆直径d372.4mm大齿轮z2的实际分度圆直径d2272.16mm大齿轮z4的实际分度圆直径d4289.6mm计算齿轮宽度b51.84mm计算齿轮宽度b72.4mm小齿轮z1的齿宽B150mm小齿轮z3的齿宽B380mm大齿轮z2的齿宽B245mm大齿轮z4的齿宽B475mm小齿轮z1的齿顶圆直径d a 156.84mm小齿轮z3的齿顶圆直径d a 377.4mm大齿轮z2的齿顶圆直径d a 2277.16mm大齿轮z4的齿顶圆直径d a 4294.6mm小齿轮z1的结构形式齿轮轴式小齿轮z3的结构形式齿轮轴式大齿轮z2的结构形式腹板式大齿轮z4的结构形式腹板式 轴和轴上零件设计及强度校核一、 初算轴径1. 输入轴最小直径（轴的材料选45钢，调质处理） （) 查【1】 P370表（15-3） 因为输入轴上要开键槽来固定联轴器，则2. 中间轴最小直径（轴的材料选45钢，调质处理） （) 查【1】 P370表（15-3） 中间轴最多要开两个键槽来固定齿轮，则3. 输出轴最小直径 （轴的材料选45钢，调质处理） 查【1】 P370表（15-3） 输出轴上需开一键槽来固定联轴器，二级输出齿轮需开一键槽，则二、联轴器选择 由于弹性注销联轴器适用于中、小型减速器，且制造容易，装拆方便，成本较低，能缓冲减振，所以输入轴和输出轴均采用弹性注销联轴器 1. 输入轴联轴器选定 联轴器计算转矩： 查【1】 P351表（14-1） 选LX3联轴器，其公称转矩为1250000 查【2】 P174表（17-5） 根据电动机的伸出轴端直径D=38mm，选 主动端L=60mm ， 从动端L=60mm ， D=160mm b=36mm S=2.5mm m=8kg。 2. 输出轴联轴器选定 联轴器计算转矩： 选LX4联轴器，其公称转矩为2500000 查【2】 P174表（17-5） 根据初算输出轴最小直径选主动端L=84mm ， 从动端L=112mm ， D=195mm b=45mm S=3mm m=22kg。 三、 初步绘制装配底图 确定各轴位置箱座壁厚: = 10 mm， 箱盖壁厚：1 = 8 mm， 地脚螺栓直径：df = 16mm， 地脚螺栓数目：6。 参考【2】 P23表（51）箱座凸缘壁厚：b=15mm， 箱盖凸缘壁厚：b1=12mm， 箱座底凸缘壁厚：b2=20mm, 箱座与箱盖连接螺栓直径：d2=12mm， 外箱壁到各连接螺栓孔中心的距离：c1=20mm,各连接螺栓孔中心到凸缘边缘距离：c2=25mm ， 齿轮顶圆到箱壁的最近距离：1=10mm，齿轮端面到箱壁的最近距离：2=10mm， 两级大齿轮间距离3=10mm。 参考【2】 P23表（52）分箱面凸缘宽度：A=55mm， 轴承座宽度尺寸：B=60mm， 轴承盖凸缘厚度：e=5mm。 四、输入轴设计（45钢，调制处理）1. 计算作用在斜齿轮上的力 Ft1=2T/d1= 1393.17N Fr1=Ft1 2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸为了满足半联轴器的轴向定位要求，段需制一轴肩与联轴器相连，故d-=30mm（大于前面计算的最小输入轴直径 ）；输入轴联轴器从动端L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取轴端长l-=58mm 。 根据轴的尺寸确定固定输入轴与联轴器间的键，查【2】 P143表（14-26） 选GB/T 1096 键 8745（材料为钢）。如图各阶梯轴的直径：d-=33mm，d-=d-=35mm，d-=d-=42mm。 根据d-确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不是很大，这里选角接触球轴承，查【2】 P152表（15-3） 选7207AC GB/T 292-1994滚动轴承。 根据角接触球轴承安装尺寸确定输入轴轴承端盖的结构和尺寸查【2】 P40图（6-27） 确定端盖各尺寸如右图： 由端盖外径可确定端盖螺栓直径为48mm，查【2】 P143表（14-26）确定螺栓类型为：GB/T 5783 M820为了保证轴承端盖上的螺栓顺利取下，需要根据轴承端盖上的螺钉的长度来确定轴的距离：l=75mm3. 计算球轴上的载荷 根据轴的结构图，做出下面的轴载荷分析图如上图，可知B截面是轴的危险截面4.按弯扭合成应力校核轴的强度（进行校核时，只校核危险截面）轴的计算应力：根据轴的材料和处理方式查【1】 P362表（15-1）得： ，则 ， 故安全。5.由于轴的强度足够，键槽少，无需精确校核轴的疲劳强度6.轴承寿命校核 (其中， ， ，) 额定寿命远大于工作要求7.键的强度校核 ， 强度足够五、中间轴设计（45钢，调制处理）1.计算作用在斜齿轮上的力 作用在大齿轮上的力与前面的输入轴上的斜齿轮上的力大小相等，方向相反，这里不再详述。然后作用在二小齿轮上的力分别如下： Ft3=2T/d3= 5081.27N Fr3=Ft31912.84N 2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸前面初步计算中间轴最小直径： ，可确定出轴承端面直径：d-=d-=35mm 根据d-=d-=35mm确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不是很大，这里选角接触球轴承，查【2】 P152表（15-3） 选7207AC GB/T 292-1994滚动轴承。 根据角接触球轴承安装尺寸确定输入轴轴承端盖的结构和尺寸查【2】 P40图（6-27） ，确定端盖各尺寸如右图： 由端盖外径可确定端盖螺栓直径为48mm，查【2】 P143表（14-26）确定螺栓类型为：GB/T 5783 M820 根据d-=42mm，查【2】 P143表（14-26）可以确定中间轴上大齿轮上的键为：选GB/T 1096 键 121845（材料为钢）3.计算球轴上的载荷根据轴的结构图，做出下面的轴载荷分析图如上图，可知C截面是轴的危险截面4.按弯扭合成应力校核轴的强度（进行校核时，只校核危险截面）轴的计算应力：37.48 MPa，故安全。5.由于轴的强度足够，键槽少，无需精确校核轴的疲劳强度6.轴承寿命校核 （ 其中， n=274.286， ，430.69N) 额定寿命远大于工作要求7.键的强度校核（查【1】 P362表（15-1）得： 110） 50.15 强度足够六、输出轴设计（45钢，调制处理）1.计算作用在斜齿轮上的力 作用在输出轴大齿轮上的力与前面的中间轴上的斜齿轮上的力大小相等，方向相反，这里不再详述。2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度及确定各零件尺寸前面初步计算输出轴最小直径：， 可确定出轴承端面直径：d-=d-=35mm 根据d-=d-=55mm确定轴承的安装尺寸，考虑到轴向力不是很大，这里选角接触球轴承，查【2】 P152表（15-3） 选72