机械设计课程设计-带式运输机传动装置二级圆锥圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计任务说明书 设计题目：带式运输机传动装置二级圆锥圆柱齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械设计制造及其自动化专业142班 组员 ：30目录一、设计任务书-3二、传动方案的拟定-4三、电动机的选择-5四、传动零件设计-7 4.1高速级齿轮-7 4.2低速级齿轮-115、 轴的设计-17 5.1 输入轴-17 5.2 中间轴-20 5.3 输出轴-22六、箱体设计(箱体结构尺寸)-25七、润滑和密封-27八、 设计小结-27参考文献-27计算内容计算结果1、 设计任务书1. 设计题目：带式运输机传动装置2. 技术数据：带的曳引力F=2000N 带速V=1.7m/s 滚筒直径D=280mm 滚筒长度L=600mm 运输带速允许误差5%3. 传动示意图1电动机；2联轴器；3减速器；4鼓轮；5传送带4.工作条件 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产数量 15 1 灰尘较多 轻微冲击 批量二、传动方案的拟定运动简图如下：由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带式运输机设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1.选择电动机的类型和结构形式 （1）根据用途选择Y系列三项异步电机（2）功率的确定1）工作电机所需功率PW2）电动机至工作机的总效率总 由机械设计课程设计表3-1查得，圆柱齿轮传动效率圆=0.97，锥齿轮传动效率锥=0.96，一对轴承传动效率轴=0.99，联轴器传动效率联=0.99则总=联2锥轴4圆w=0.9920.960.9940.970.96=0.843）所需电动机的功率Pd 4) 电动机额定功率Pm由于PmPd，则Pm=5.5kw（3） 转速的确定：输送带的转速由表3-2知圆柱齿轮传动比i圆=35,锥齿轮传动i锥=23故i总=（35）（23）=615电动机转速范围：n0=nwi总=115.96(615)=(695.761739.4)根据表17-7知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，此处选用1000r/min，其满载转速为960r/min，型号为Y132M2-6电动机型号额定功率/kw满载转速（r/min）质量/kgY132M2-6 5.5 960 2.0 2.2 842.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比（2）分配传动比i1=i锥i总0.25=8.280.25=2.1由表3-2知i锥=23.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速的计算：高速轴的转速n1=nm=960r/min中间轴的转速n2=n1/i1=480r/min低速轴的转速n3=n2/i2=115.94r/min滚筒轴的转速n4=n3=115.94r/min（2）各轴的输入功率：高速轴的输入功率P1=PM联=5.50.99=5.45kw中间轴的输入功率P2=P1轴锥=5.450.990.96=5.18kw低速轴的输入功率P3=P2轴圆=5.180.990.97=4.97kw滚筒轴的输入功率P4=P3轴联=4.970.990.99=4.87kw（3）各轴的输入转矩T（Nm）高速轴的输入转矩T1=9550P1/n1=54.21Nm中间轴的输入转矩T2=9550P2/n2=103.06Nm低速轴的输入转矩T3=9550P3/n3=409.37Nm滚筒轴的输入转矩T4=9550P4/n4=401.14Nm运动和动力参数整理计算于下表：电动机轴轴轴轴滚筒轴功率P/kw5.55.455.184.974.87转矩 T/（Nm）54.7154.21103.06409.37401.14转速 T/（rmin）960960480115.94115.94传动比i11:21:4.141效率0.990.960.970.994、 传动零件的设计计算4.1.高速级齿轮设计计算（1）大小锥齿轮均选用45钢，小齿调质处理，大齿轮正火处理，小齿HBS1=216754，大齿HBS2=162217，平均HBS1=235，HBS2=190试选用小齿轮齿数则Z2=uZ1=221=42（2）按齿面接触疲劳强度设计1.计算小齿轮分度圆直径1）确定公式中的各参数值试选KHt=1.8计算小齿轮传递的转矩选取齿宽系数R=0.3由图10-20查得区域系数ZH=2.5由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa计算应力循环次数由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是Hlim1=580Mpa，Hlim2=390Mpa由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.94取失效概率为1%，安全系数S=1取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即1） 试算小齿轮分度圆直径2. 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V当量齿轮的齿宽系数d2） 计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1.25根据Vm=4.61,8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.15直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=1由表10-4,8级精度，KH=1.3223） 可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 （3） 按齿根弯曲疲劳强度设计1. 由式10-27试算模数1） 确定公式中各参数试选KFt=1.8计算由分锥角得当量齿数由图10-17查得齿形系数YFa1=2.625，YFa2=2.17由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.525，Ysa2=1.75由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是Flim1=415Mpa，Flim2=380Mpa由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.94取弯曲疲劳安全系数S=1.72）试算模数2. 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b2） 计算实际载荷系数KF根据V=1.887m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.12直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=1由表10-4用插值法查得KH=1.322，于是KF=1.270则载荷系数为3） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2.5mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=73.35mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=73.34/2.5=32.34。取Z1=33，则大齿轮齿数Z2=uZ1=233=66（4） 几何尺寸计算1. 计算分度圆直径2. 计算分锥角3. 计算齿轮宽度取b1=b2=464.2.低速级齿轮设计计算（1） 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1. 如图所示的传送方案，选用斜齿圆柱齿轮传动2. 带式输送为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度3. 材料选择，由表10-1小齿轮：40cr（调质） 280HBS大齿轮：45钢（调质） 250HBS4. 选小齿轮齿数Z1=22，则大齿轮齿数Z2=uZ1=4.1422=91.08取Z2=915. 初选螺旋角=15，压力角=20，由表10-7知d=1（2） 按齿面接触疲劳强度设计1. 试算小齿轮分度圆直径1） 确定公式中的各参数值初选载荷系数KHt=1.3由图10-20查取区域系数ZH=2.395计算接触疲劳强度用重合度系数Z螺旋角系数查表10-5查得材料弹性影响系数计算接触疲劳许用应力由图10-25d知：计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.96取失效概率为1%，安全系数S=1，则2） 试算小齿轮分度圆直径2. 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b2） 计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1.25根据V=1.21m/s，7级精度，由图10-8查知动载系数KV=1.05齿轮的圆周力因为1083N/mm100N/mm，查表10-3知KH=1.2由表10-4知KH=1.418则载荷系数为3） 按实际载荷系数算得分度圆直径（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计1. 试算齿轮模数，即1） 确定各参数值试选载荷系数KFt=1.3计算弯曲疲劳强度的重合度系数计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算当量齿数由图10-17知齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.18由图10-18得应力修正系数Ysa1=1.57 Ysa2=1.81由图10-24c得由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89 KFN2=0.91取弯曲疲劳安全系数S=1.4 则2） 试算齿轮模数2. 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽齿高及齿宽高比b/h2） 计算实际载荷系数KF根据V=0.94m/s，7级精度，由图10-8查得动载许三个月KV=1.03由表10-4查得KH=1.417 由图10-13得KF=1.35则载荷系数3） 按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果 取mn=3（4） 几何尺寸计算1. 中心距取a=175mm2. 修正螺旋角3. 计算大小齿轮的分度圆直径4. 计算齿轮宽度取b1=75mm b2=70mm五、轴的设计计算1.减速器高速轴的设计 初步确定轴的最小直径 先按初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取112，于是得轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1:最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查得选用LT5型滚子链联轴器，其公称转距为125N.m。半联轴器的孔径d=d1=25mm，半联轴器孔长L=62mm，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L1比L略短，取L1=60mm. 轴段2:为了满足半联轴器的轴向定位要求，2轴段左端需制出一轴肩，故取，取。轴段3:由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。由于d2=30mm，则取d3=35mm.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32307，其尺寸为左端轴承左侧采用套杯定位，两轴承中间采用套筒定位。则L3=102mm。轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按d1=25mm查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为c=2，各轴肩处的圆角半径R1.6。(5)轴校核1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 L2+L3=25+30=55d1=82.5mmFt=1321.21NFr=750NFa=435N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=251321.21/55=600.55NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=301321.21/55=720.66NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=25600.55/55=272.97NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=30600.55/55=227.48NMH=FNH1L3=600.5535=67163N.mmMv1=FNv1L3=272.9755=24948N.mmMv2=FNv2L2=227.4830=24906N.mmM1=85641N.mmM2=85762N.mm由此可知 M1M2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=600.55N FNH2=720NFNV1=272N FNv2=227N弯矩MMH=85641N.mmMv1=24648N.mm Mv2=24906N.mm总弯矩M1=85641N.mm M2=85762N.mm扭矩TT1=54500N.mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为40Cr（调质）查表知=70MPa因此，故安全2.减速器中间轴的设计（1） 已知 （2） 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）（3） 查表15-3取A0=112则（4） 结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图（1）轴段1和5的设计。该轴段安装轴承，考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承，根据dmin=24.8选用轴承30205。查表的其尺寸为故d1=d5=25mm，dn=31mm（2）轴段2和轴段4的设计。轴段2上安装齿轮2，轴段4安装齿轮3，为了便于安装齿轮，d2和d-4应略大于d1和d5，可初定d2=d4=30mm。由于齿轮的直径较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。已知齿轮2和齿轮3的轮毂宽度分别为46mm和75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取L2=47mm，L4=71mm（3）轴段3的设计。该段为两个齿轮提供定位，轴肩高度为h=（23）R由直径d2=d4=30mm，查表15-2，得R=1.6mm，故取h=4mm则轴环处的直径d3=dn=34mm，宽度b1.4h，取L3=10mm（4）取齿轮距箱体内壁距离=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=10mm轴承距箱体S=8mm T=16.25mm则（5） 键连接的选择齿轮与轴的连接均采用平键连接，按d2由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同理，轴段4选用平键为齿轮3与轴的配合为。（6） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考15-2，取轴段圆角和倒角尺寸均为R1.6（7） 轴校核1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=84.563742/240=1445NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=132.753742/240=1462NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=84.561445/240=658NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=132.751462/240=845NMH=FNH1L3=1445132.75=18933.75N.mmMv1=FNv1L3=658132.75=64356.75N.mmMv2=FNv2L2=84576.25=62215.25N.mmM1=354669N.mmM2=354778N.mm由此可知 M1M2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=658N FNH2=845NFNV1=658N FNv2=845N弯矩MMH=18933.75N.mmMv1=64356.74N.mm Mv2=62215.25N.mm总弯矩M1=354768N.mm M2=354778N.mm扭矩TT1=461035N.M (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为45钢（调质）查表知=60MPa因此，故安全3.减速器低速轴的设计（1）已知 （2）选用45钢（调质）（3）查表15-3取A0=112则查表14-1知KA=1.3查表GB/T5843-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm，半联轴器的孔径为d2=40mm，故取d1=40mm，半联轴器长度=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm则L1=82mm拟定轴上零件的装配方案，如图轴段2;为了满足半联轴器的定位要求，轴段2右端需制出一轴肩，故d2=47mm L2=250mm，轴段3和轴段7上安装轴承，根据d2=47mm,选用30210型轴承其尺寸为则d3=d7=50mm，L3=21.75mm，dn=57mm轴承6处安装齿轮4，d6应大于d7，则d6=55mm，齿轮4的轮毂宽度与齿宽相等为70mm，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，则L6=68mm（4） 轴段5和轴段4轴段5为齿轮提供定位作用，轴肩高度为h=（23）R，由轴径d6=53mm，查表15-2，R=2mm，则h=6mm取d5=62mm，L5=1.4h=8.4mm取L5=10mm轴段4，d4=dn=57mm，齿轮右端面与箱体内壁的距离为取齿轮距箱体内壁距离=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=21.75mm，则L7=T+S+（70-68）=21.75+8+16+2=47.75mm。已确定箱体宽度为153mm，则确定L4=52.6mm。（5） 键连接的选择齿轮与半联轴器的连接均采用平键连接，按d6由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm8mm63mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（6） 轴校核1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=64.233256/206=1657NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=1253256/206=1684NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=641657/206=449NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=1251684/206=726NMH=FNH1L3=1445132.75=17563.2N.mmMv1=FNv1L3=658132.75=65218.65N.mmMv2=FNv2L2=84576.25=65215.25N.mmM1=369754N.mmM2=359412N.mm由此可知 M1M2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=365N FNH2=845NFNV1=1657N FNv2=1684N弯矩MMH=17563.2N.mmMv1=65218.65N.mm Mv2=65215.25N.mm总弯矩M1=369754N.mm M2=359412N.mm扭矩TT1=6589210N.m (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为45钢（调质）查表知=60MPa因此，故安全六、箱体设计名称符号尺寸关系设计结果箱座壁厚0.0125（dm1+dm2）+1mm8mm10mm箱盖壁厚1（0.80.85）8mm8mm地脚螺栓直径df0.0（dm1+dm2）+1mm12mm16mm地脚螺栓数目n4箱座凸缘厚度b1.515mm箱盖凸缘厚度b11.5112mm箱座底凸缘厚度b22.525mm轴承旁联接螺栓直径d10.75df12mm箱盖箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df10mm连接螺栓d2的距离l150200mm180mm轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df10mm视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df8mm定位销直径d（0.70.8）d26mmdf，d1，d2至外箱壁距离c1见表5-322,18, 13mmdf，d2至凸缘边缘距离c2见表5-320mm11mm轴承旁凸台半径R1c216mm凸台高度h见图7-240m