带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器机械设计课程说明书.doc

机械设计基础课程设计说明书 题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 所属学院： 电 力 工 程 学 院 专业班级：热能与动力工程 学生姓名： 指导教师： 完成日期： xxxx大学指导教师评语： 指导教师签字： 答辩成绩：1、设计题目 设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器。工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载与空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度误差允许误差为正负5%。原始数据：输送带拉力F(N)输送带速V(m/s)滚筒直径D(mm)22000.6300运动简图：2、传动装置的整体设计2.1确定传动方案 具体的传动方案题目中已经给出，该传动方案的优点是：传动平稳，能缓冲吸震，加工相对简单。2.2选择电动机2.2.1选择电动机的类型和结构 根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2.2.2确定电动机的功率电动机的功率主要根据工作装置的功率来确定。工作装置的功率根据工作阻力和速度确定。 已知：输送带拉力F=1200 N，输送带速度V=0.5 m/s，滚筒直径D=360 mm则工作机输入功率： KW 其中，带式输送机的效率 电动机的输出功率： 其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括两对圆柱齿轮传动、四对滚动轴承（减速器中三对，滚筒轴上一对）、两个联轴器的效率，值计算如下： （1) 一对齿轮传动效率（按照8级精度） （2）一对滚动球轴承 （3）联轴器 把上述值代入后得： 根据选取电动机的额定功率: ，查表选取额定功率。2.2.3确定电动机的转速同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减小：高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动转速。1、 计算滚筒的转速： 工作机的转速：2、确定电动机的转速：确定传动比范围，取圆柱齿轮传动比i=3-5，则两级减速器总传动比范围为i=9-25电动机的转速范围：n0=(）r/min符合这一范围的同步转速只有750r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，选用电动机型号为Y132S-8，其满载转速710r/min，相关参数见下表：电动机型号额定功率Pm/kw同步转速满载转速外伸轴径/mm轴中心高/mmY132S-82.2750710381322.3总传动比的计算与分配2.3.1计算总传动比i 2.3.2 分配传动比 减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器，故取： 根据分配得到的,计算各级传动件，在计算传动件时，主从动轮齿数及直径圆整后,可能有些变化，故按实际齿数及直径算及，同时按实际的传动比重算工作机构的转速，其误差不超过设计要求即可。2.3.3计算各轴转速、功率计转矩，裂成表格 1、0轴(电机轴)输入功率、转速、转矩 2、I轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 3、II轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 4、轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 5、IV轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 将以上计算数据列表轴号转速N(r/min)输出功率P(kW)输出扭矩T(NM)传动比i效率电机轴7101.557.8710.99I7101.537.796.680.990.97II 144.31 1.4749.985.140.990.97III38.181.41246.86IV38.181.38241.8110.9923、传动零件设计计算3.1 高速级齿轮的设计3.1.1 材料选择、热处理方式和公差等级本设计方案选用软齿面闭式直齿圆柱齿轮传动。 1、闭式传动，采用软齿面 HBS 2、齿轮的结构与齿轮的尺寸有关。齿轮的材料是根据齿轮尺寸决定的，尺寸小时采用锻钢（40、45钢）；尺寸大时（如圆柱齿轮d 500mm）时，由于受到锻造设备能力的限制，采用铸钢。当毛坯的制造方法不同时，齿轮的结构也不同，也就是齿轮结构必须与毛坯的制造方法相适应。故不同的尺寸的齿轮要视其材料而决定结构。考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。平均硬度相差3050HBW。选用8级精度。3、圆柱齿轮在强度计算中得到的齿宽应作为大齿轮齿宽，而小齿轮宽度应该取得大一些。一般，以补偿轴安装误差，保证足够的齿宽接触。3.1.2 按齿面接触强度设计小齿轮选用45钢调质，齿面硬度197286HBS，大齿轮用45钢正火，齿面硬度为156217HBS，。由表11-5，取,.因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度设计。其设计公式为： 1）小齿轮传递转矩为2）查表，取载荷系数3）查表，齿宽系数4）查表，取5）初选螺旋角，查图标准齿轮的节点区域系数。6)初选,则，取147 ，则端面重合度 轴向重合度为 查得重合度系数7)由值可查得查得螺旋角系数 8)接触应力计算 由图查得接触疲劳极限应力为，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 由图查得寿命系数,安全系数,小齿轮的许用接触应力： 大齿轮的许用接触应力： 取，初算小齿轮的分度圆直径， 计算载荷系数 由图得动载荷系数，向载荷分配系数，查表得使用系数，则载荷系数 对进行修正 因K与有较大差异，故需对由计算出的进行修正，即 确定模数 取=1.5 计算传动尺寸中心距a 圆整，取,则螺旋角为 值与初选值相差不大，故 精确计算圆周速度为， 由图查得动载荷系数，基本不变，因此 取，,则高速级的中心距为： 圆整，取,则螺旋角修正为 修正完毕，故 3.1.3齿根弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲疲劳强度为 1） 、和同前2） 齿宽3） 齿形系数和应力修正系数。当量齿数为 查得,查得 4）查得重合度 5)螺旋角系数6）许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力为，寿命系数,安全系数,故 满足齿根弯曲疲劳强度3.1.4计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 齿顶高 齿底高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 3.2 低速级齿轮的设计3.2.1 材料选择、热处理方式和公差等级 大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，齿面硬度平均硬度为,在3050HBW之间。选用8级精度。3.2.2 按齿面接触强度设计 因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度设计。其设计公式为： 1）小齿轮传递转矩为2）查表11-3，取载荷系数K=1.43）查表11-8，齿宽系数4）查表11-4，取5）初选螺旋角，查图标准齿轮的节点区域系数。6)初选,则，取129 ，则端面重合度 轴向重合度为 查得重合度系数7)由图11-2查得螺旋角系数 8)接触应力计算 由图查得接触疲劳极限应力为，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 由图8-5查得寿命系数,安全系数,小齿轮的许用接触应力： 大齿轮的许用接触应力： 取，初算小齿轮的分度圆直径， 计算载荷系数 查表得使用系数 由图得动载荷系数，向载荷分配系数，则载荷系数 对进行修正 因K与有较大差异，故需对进行修正。 确定模数 取 （3）计算传动尺寸中心距a 取,则螺旋角为 对值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，,则端面重合度为 轴向重合度为 查得重合度系数，由图11-2查得螺旋角系数 精确计算圆周速度为，因 由图查得动载荷系数，基本不变，因此 取，,则则低速级的中心距为： 螺旋角修正为 修正完毕，故 ,取 ，取3.2.3齿根弯曲疲劳强度校核 齿根疲劳强度为 1）、和同前 2）齿宽 3）齿形系数和应力修正系数。当量齿数为 查得,查得4）查得重合度5)螺旋角系数6）许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力为，寿命系数,安全系数,故 因此 满足齿根弯曲疲劳强度3.2.4计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶高 齿底高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为 4. 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计与校核、键的选择和验算以及轴承的选择与校核提供数据。4.1高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩，转速，螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径。（2）齿轮1上的作用力 圆周力为 其方向与力作用点圆周速度相反 径向力为 其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 其方向可用左手法则确定，即左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向。法向力为 (3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。4.2低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 低速轴传递的转矩，转速，螺旋角。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一些，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径。（2）齿轮1上的作用力 圆周力为 其方向与力作用点圆周速度相反 径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则确定，即右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向。法向力为 (3)齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。5. 轴的设计计算5.1中间轴的设计计算5.1.1已知条件 由前面计算已知中间轴的传递功率，转速，齿轮分度圆直径，齿轮宽度，5.1.2选择轴的材料 因为传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表可选常用的材料45钢，调质处理。5.1.3初算轴径 最小轴径为： C经查表得106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值，则5.1.4轴的结构设计 轴的结构设计如下图所示： （1） 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定的方式，然后，按照轴上零件的安装顺序，从处开始设计。 （2） 轴承的选择与轴段与轴段的设计 该轴段安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触轴承，轴段上安装轴承，其直径即应便于安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7205C，查表可得，内径，外径，宽度，定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。 （3）轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，便于齿轮的安装，和应分别略大于和，初定。 齿轮2的轮毂宽度范围为（1.21.5）=32.440.5mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的轴径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与其齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂短，故取,. （4）轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=1.892.7mm,取其高度为，故。 齿轮左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为，齿轮与齿轮的距离初定为，则箱体与内壁之间的距离为取，则箱体内壁距离为。齿轮右端面与箱体内壁距离为则轴段的长度为 （5）轴段及轴段的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴采用脂润滑，需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为轴段的长度为 （6） 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离，则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为： 5.1.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查图可得键的型号分别为键856 GB/T 1096-1990和键832 GB/T 1096-1990。5.1.6轴的受力分析 (1)画轴的受力简图，如下图所示： (2)计算轴承支承反力 在水平面上为 式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为 轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为 (3)画弯矩图 弯矩图如下图所示在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为b-b剖面右侧为 在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为在b-b剖面左侧为在b-b剖面右侧为 (4)画转矩图 如下图，5.1.7校核轴的强度 虽然a-a剖面左侧弯矩大。但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算 a-a剖面的抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭组合强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 ，所以a-a剖面左侧为危险截面。 查表可得45刚调质处理抗拉强度极限，查得轴的需用弯曲应力，强度满足要求。5.1.8校核键连接的强度 齿轮2处键的挤压应力为 取键、轴及齿轮的材料都为刚，查表可得，强度足够。 齿轮3处的键长强于齿轮2处的键，故其强度也足够。5.1.9校核轴的寿命 （1）计算轴承的轴向力 查表可知7205C轴承的C=16500N，可查表知轴承内部轴向力的计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为： 外部轴向力,各轴力方向如下图所示 则两轴的轴向力分别于 因为，故只需校核轴承1的寿命 （2）计算轴承1的当量载荷 由，查表可得e=0.45，因，故X=0.44，Y=1.26，则当量动载荷为 （3）校核轴承寿命 轴承在100下工作，查表得。对于减速器，查表得载荷系数 轴承1的寿命为 减速器预期寿命 ，故轴承寿命足够5.2高速轴的计算5.2.1已知条件 由前面计算已知中间轴的传递功率，转速，齿轮分度圆直径,齿轮宽度.5.1.2选择轴的材料 因为传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表可选常用的材料45钢，调质处理。5.2.3初算轴径 最小轴径为： C经查表得106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取中间值，则 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处轴径为 取5.2.4轴的结构设计 轴的结构设计如下图所示： （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定的方式，然后，按照轴上零件的安装顺序，从处开始设计。 （2） 联轴器及轴段 轴段安装轴承，此段设计应与联轴器的选择同步进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表得，取，则计算转矩 由表可查得GB/T 5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250Nmm，许用转速8500r/min,轴孔范围1224mm。考虑d11.865mm,取联轴器毂孔直径为14mm，轴孔长度27mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX1 1427 GB/T 5014-2003，相应的轴段的直径，其长度略小于毂孔宽度，取。 （3）密封圈及轴段 在确定轴段轴径的同时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸，联轴器采用轴肩定位，轴肩高度，轴段的轴径最终由密封圈确定。该轴的圆周速度小于3m/s，查表可得选用20JB/ZQ4606-1997，则（4） 轴承与轴段和轴段 考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触轴承，轴段上安装轴承，其直径即应便于安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7204C，查表可得，内径，外径，宽度，定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取为，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm，挡油环轴口宽度初定为，则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则， （5）齿轮及轴段 该段上安装齿轮，为便于安装应略大于，可初定为，查表可得该处键的截面尺寸为bh=87mm,轮毂键槽深度=3.3mm,则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为故该轴设计成齿轮轴，则， （6）轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度。轴段的长度 （7）轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表可得，下箱座壁厚，取，取轴承旁边连接螺栓为M12，则，箱体轴承座宽度为，取；地脚螺栓，则由轴承端盖连接螺定为，由表可查得轴承端盖凸缘厚度取为；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；端盖连接螺钉查表采用螺钉 GB/T 5718 M825；其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆卸空间干涉，故取联轴器轮毂端面与联轴器外端距离为。则（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离，则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为： 5.2.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查图可得键的型号分别为键522 GB/T 1096-1990。5.2.6轴的受力分析 (1)画轴的受力简图，如下图所示： (2)计算轴承支承反力 在水平面上为 式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为 (3)画弯矩图 弯矩图如下图所示在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为 (4)画转矩图 如下图，5.2.7校核轴的强度 虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故a-a剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算 a-a剖面的抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭组合强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表可得45刚调质处理抗拉强度极限，查得轴的需用弯曲应力，强度满足要求。5.2.8校核键连接的强度 联轴器处键的挤压应力为 取键、轴及联轴器的材料都为刚，查表可得，强度足够。 5.2.9校核轴的寿命 （1）计算轴承的轴向力 查表可知7205C轴承的C=16500N，可查表知轴承内部轴向力的计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为： 外部轴向力,各轴力方向如下图所示 则两轴的轴向力分别于 （2）计算轴承当量载荷 因，查表可得e=0.39，因，故X=0.44，Y=1.43，则当量动载荷为 因，查表可得e=0.38，因，故X=0.44，Y=1.48，则当量动载荷为 （3）校核轴承寿命 因为，故只需要校核轴承1 的寿命，轴承在100下工作，查表得。对于减速器，查表得载荷系数 轴承1的寿命为 减速器预期寿命 ，故轴承寿命足够5.3低速轴的计算5.3.1已知条件 由前面计算已知中间轴的传递功率，转速，齿轮分度圆直径,齿轮宽度.5.3.2选择轴的材料 因为传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查表可选常用的材料45钢，调质处理。5.3.3初算轴径 最小轴径为： C经查表得106135，考虑轴端只承受转矩，故取较小值，则 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处轴径为 5.3.4轴的结构设计 轴的结构设计如下图所示： （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定的方式，然后，按照轴上零件的安装顺序，从处开始设计。 （2） 联轴器及轴段 轴段安装轴承，此段设计应与联轴器的选择同步进行。 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表得，取，则计算转矩 由表可查得GB/T 5014-2003中的LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nmm，许用转速6300r/min,轴孔范围2035mm。考虑d32.9mm,取联轴器毂孔直径为35mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX1 3560 GB/T 5014-2003，相应的轴段的直径，其长度略小于毂孔宽度，取。 （3）密封圈及轴段 在确定轴段轴径的同时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸，联轴器采用轴肩定位，轴肩高度，轴段的轴径最终由密封圈确定。该轴的圆周速度小于3m/s，查表可得选用40JB/ZQ4606-1997，则（5） 轴承与轴段和轴段的设计 轴段和上安装轴承，其直径即应便于安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触轴。暂取轴承为7209C，查表可得，内径，外径，宽度，定位轴肩直径，外径定位直径，轴上定位端面最大圆角半径为，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环轴口宽度初定为，则通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则。 （5）齿轮及轴段 该段上安装齿轮，为便于安装应略大于，可初定为， 齿轮4的轮毂宽度范围为（1.01.5）=4770.5mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应略短于轮毂， （6）轴段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，轴肩高度范围为（0.070.1）=3.294.7mm,取其高度为，故。齿轮左端面距箱体内壁距离为，轴段的长度 （7）轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。；轴承端盖连接螺栓采用螺栓 GB/T 5718 M825；其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆卸空间干涉，故取联轴器轮毂端面与联轴器外端距离为。则则轴段的长度为：（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大断面的距离，则由轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为： 5.3.5键连接联轴器与轴段及齿轮与轴段采用A型普通平键连接，查图可得键的型号分别为键1056 GB/T 1096-1990和键1445 GB/T 1096-1990,。5.3.6轴的受力分析 (1)画轴的受力简图，如下图所示： (2)计算轴承支承反力 在水平面上为 在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为 (3)画弯矩图 弯矩图如下图所示在水平面上，a-a剖面右侧为 a-a剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为 (4)画转矩图 如下图，5.3.7校核轴的强度 因a-a剖面右侧弯矩大且作用有转矩，故a-a剖面右侧均有可能为危险剖面，故分别计算 a-a剖面的抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力