带式输送机(圆锥—圆柱齿轮减速器)设计说明书.docx

带式输送机(圆锥一圆柱齿轮减速器)设计摘要减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的。本设计对二级减速器进行了工艺过程及装配的设计，对减速器各零部件的材料进行了选择和比较，对它的各部分零件加工精度进行了设计计算，然后利用AutoCAD2004软件进行二级减速器箱体中各零件的二维制图;再将各个零件装配在一起形成二维工程装配图;最后，文章对润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算。关键词：箱体；工艺；装配；设计；AutoCAD目录第一章 绪论 51.1 设计目的. 51.2 设计任务和要求 . 5第二章 题目分析传动方案的拟定. . 52.1 原始条件和数据. .52.2 输送带工作拉力. 62.3 结构简图如下. .62.4 传动方案的拟定和说明.6第三章 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算 63.1 电动机的选择. .63.2 确定电动机功率.63.3 电动机输出功率. 73.4 确定电动机转速 .73.5 总转动比. 73.6 分配传动比. .83.7 计算传动装置的运动和动力参数. 83.8 各轴输入功率. 83.9 各轴输入转矩 103.10 电动机输出转矩.9第四章 传动零件的设计计算94.1 直齿圆柱齿轮的设计 94.2 齿面接触强度设计.94.3 确定公式内各计算数值 104.4 计算 114.5 按齿根弯曲强度计算的设计公式为.124.6 确定公式内的各计算数值124.7 计算弯曲疲劳许用应力. 134.8 设计计算134.9 几何尺寸计算. 14第五章 传动的直齿，锥齿轮的设计. 145.1 按齿面接触强度设计 145.2 确定公式内各计算数值 145.3 计算 155.4 按齿根弯曲强度设计 165.5 几何计算18第六章 轴的设计计算及校核 186.1 初步确定轴的最小直径 186.2 轴的结构设计. 186.3 轴的校核. 196.4 轴承的校核. 216.5 验算轴承寿命. 226.6 轴的校核. 226.7 轴承的校核. 236.8 求两轴的计算轴向力和. 236.9 求轴承当量动载荷P1和P2.236.10 第轴承的校核。246.11 求轴承当量动载荷P1和P224第七章 键连接的选择和校核 257.1 选择键连接的类型和尺寸257.2 校核键连接的强度 257.3 第轴中的小圆柱齿轮上键的选择 257.4 第轴中的大圆锥齿轮上键的选择 257.5 第轴中的大圆柱齿轮上键的选择 257.6 校核第轴中的大圆柱齿轮上键的强度 257.7 校核第轴中的最小段上键的强度 26第八章 联轴器的选择和校核 268.1 类型选择，载荷计算，公称转矩 268.2 由表14-1，p352,查得转矩 268.3 类型选择 26第九章 箱体的设计 269.1 箱体的主要结构 26第十章 滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算 2810.1 减速器的润滑 2810.2 减速器的密封 28第十一章 传动装置的附件及说明 2911.1 轴承盖 2911.2 轴承套杯 2911.3 调整垫片组 2911.4 油标. 2911.5 排油孔螺塞 2911.6 检查孔盖板 2911.7 通气器.3011.8 起吊装置 3011.9 定位销 3011.10 起盖螺钉. 30设计小结. . .30参考资料 32致 谢.33第一章 绪论1.1 设计目的 毕业设计是培养学生综合运用所学的基础理论和专业理论知识，独立解决减速器设计问题的能力一个重要的实践性教学环节。因此，通过设计应达到下述目的。1.1.1初步掌握正确的设计思想和设计的基本方法步骤,巩固深化和扩大所学的知识,培养理论联系实际的工作方法和独立工作能力。1.1.2获得结构设计，零件计算，编写说明书。绘制部件总装图（展开图，装配图）和零件工作图等方面的基本训练及基本技能。1.1.3熟悉有关标准、规格、手册和资料的应用。1.1.4对现有机械结构初具分析能力和改进设计的能力。1.2 设计任务和要求设计基本内容及要求： 按照设计任务，根据调查研究所提供的权据和有关技术资料，进行以下工作：制定工艺方案，确定选择通用部件，设计专用部件，绘制有关图纸（零件、装配图等），编写技术文件等。其基本内容如下：1.2.1选择电动机型号；1.2.2定带传动的主要参数及尺寸；1.2.3设计减速器；1.2.4选择联轴器。1.2.5减速器装配图一张；1.2.6零件工作图二张；1.2.7设计说明书一份。第二章 题目分析传动方案的拟定2.1 原始条件和数据胶带输送机单班制连续单向运转，工作中有轻微振动；使用期限10年，检修期间隔为3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。2.2 输送带工作拉力2300N，输送带速度：1.6m/s，卷筒直径：270mm.2.3 结构简图如下:2.4 传动方案的拟定和说明 由题目所知传动机构类型为：圆锥圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆锥圆柱齿轮进行传动，宽度尺寸较小，但锥齿轮加工比圆柱齿轮困难，一般置于高速级，以减小其直径和模数。第三章 电动机选择，传动系统运动学和动力学计算3.1 电动机的选择：选用Y系列一般用途的三相异步电动机3.2 确定电动机功率：3.3 电动机输出功率因载荷平稳，电动机额定功率 3.4 确定电动机转速按表2-1各传动机构传动比范围，圆锥齿轮转动比， 圆柱齿轮传动比所以总传动比范围是一般传动比为总体传动比的可见电动机可选范围 3.5 总转动比3.6 分配传动比 令 3.7 计算传动装置的运动和动力参数轴： II轴： III轴： 工作轴 3.8 各轴输入功率I轴：II轴：III轴：工作轴 ：3.9 各轴输入转矩I轴：II轴：III轴：工作轴：3.10 电动机输出转矩：第四章 传动零件的设计计算4.1 直齿圆柱齿轮的设计4.1.1选定直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。4.1.2选小齿轮齿数 ， 大齿轮齿数 4.2 齿面接触强度设计4.3 确定公式内各计算数值4.3.1选载荷系数4.3.2计算小齿轮传递的转矩4.3.3由表10-7取得齿宽系数4.3.4有表10-6查得材料的弹性影响系数4.3.5有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 4.3.6由式10-13计算应力循环次数， 4.3.7试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 4.3.8由图10-19取接触疲劳寿命系数 4.3.9计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% 安全系数S=1.由式10-12得 4.4 计算4.4.1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值4.4.2计算圆周速度4.4.3计算齿宽b4.4.4计算齿宽与齿高之比模数齿高4.4.5计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮 由表10-2查得使用系数； 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由，査图10-13得 故载荷系数4.4.6按实际的载荷系数校所算得的分度圆直径，由式10-10a得4.4.7计算模数m4.5 按齿根弯曲强度计算的设计公式为4.6 确定公式内的各计算数值4.6.1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4.6.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 4.7 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，由式10-12得；计算载荷系数 查取齿形系数 由表10-5查得 查取应力校正系数由表10-5查得 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大4.8 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，即模数和齿数的乘积，可由弯曲强度算得的模数2.09并就近元稹为标准值m=2.5mm,按接触强度计算的分度圆直径。 算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.9 几何尺寸计算4.9.1计算分度圆直径 4.9.2计算中心距 4.9.3计算齿轮宽度 取 第五章 传动的直齿，锥齿轮的设计5.1 按齿面接触强度设计5.1.1选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS。5.1.2选小齿轮的齿数 大齿轮齿数 由设计计算公式 5.2 确定公式内各计算数值5.2.1试选载荷系数 5.2.2计算小齿轮传递的转矩 5.2.3最常用的值，齿宽系数 5.2.4由表10-6查得材料的弹性影响系数 5.2.5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 5.2.6由式10-13计算应力循环次数 5.2.7由图10-19取接触疲劳寿命系数 5.2.8计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 ，安全系数 ，由式（10-12）得 5.3 计算5.3.1试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。5.3.2计算齿宽 5.3.3计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5.3.4计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5.3.5齿间载荷分配系数可按下试计算 5.3.6由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数 5.3.7按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 5.3.8计算模数5.4 按齿根弯曲强度设计曲强度的设计公式为5.4.1确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 5.4.2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 5.4.3计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-12）得 5.4.4计算载荷系数k 5.4.5查取齿形系数 由表10-5查得： 5.4.6查取应力校正系数 由表10-5查取 5.4.7计算大，小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大5.4.8设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.26并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.5 几何计算5.5.1计算分度圆直径5.5.2计算中心距 5.5.3计算齿轮齿宽取 第六章 轴的设计计算及校核6.1 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40，取6.2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 6.2.1为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度，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-段的长度应比略短一些，现取。6.2.2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=24mm,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30208，其尺寸为，故；而。 右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，一般可取直径差13mm，因此取。6.2.3取安装齿轮处的轴段；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽度，故取。6.3 轴的校核6.3.1已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。6.3.2通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力,J将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 选用安全。6.4 轴承的校核 如图附页C所示：求两轴的计算轴向力和 对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力 假设 因为 所以轴承1被放松，轴承2被压紧 所以 求轴承当量载荷和 对轴承1， 对轴承2， 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 6.5 验算轴承寿命因,所以按轴承1的受力大小来验算 轴的校核。 弯矩，扭矩图如图附页A所示：选用456.6 轴的校核 如图附页B所示：合格6.7 轴承的校核 如图附页D所示：2685N2153N6.8 求两轴的计算轴向力和 对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力 C=32200N 假设 轴承1被压紧，2被放松 6.9 求轴承当量动载荷P1和P2 所以对轴承1，2 因轴承运转中有中等冲击载荷 取 因为 所以按轴承1的受力大小验算 6.10 第轴承的校核 如图附页E所示：求两轴承的计算轴向力和 对6208型轴承 6.11 求轴承当量动载荷P1和P2 因为轴承运转中有中等冲击载荷 取 因为 所以按轴承2的受力大小验算 故所选轴承满足寿命要求。第七章 键连接的选择和校核7.1 选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第根轴上键的选择： 从表8-61中查得键的截面尺寸为：宽度 高度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长 7.2 校核键连接的强度 键，轴和轮縠的材料都是钢，由表6-2P108机械设计查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以 合适。7.3 第轴中的小圆柱齿轮上键的选择 校核与上面相同，合适。7.4 第轴中的大圆锥齿轮上键的选择 合适。7.5 第轴中的大圆柱齿轮上键的选择 取7.6 校核第轴中的大圆柱齿轮上键的强度 合适。7.7 校核第轴中的最小段上键的强度 合适。第八章 联轴器的选择和校核8.1 类型选择，载荷计算，公称转矩为了隔离震动与冲击 8.2 由表14-1，p352,查得转矩 8.3 类型选择从中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间合用。第九章 箱体的设计9.1 箱体的主要结构9.1.1箱体材料为HT150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。9.1.2为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。9.1.3为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。9.1.4为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。9.1.5铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为的铸件，拔模斜度为。名称 符号 尺寸关系箱体壁厚 0.025a+箱盖壁厚 箱座，箱盖， 箱底凸缘厚度 地脚螺栓直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖，箱座联接螺栓直径 螺栓间距 轴承端盖螺钉直径 轴承座孔（外圈）直径D 螺钉数目6检查孔盖螺钉直径 双级减速器： 至箱外壁距离至凸缘 ;-轴承外圈直径边缘距离轴承旁联接螺栓具体 S 一般取轴承旁凸台半径 轴承旁凸台高度 根据低速轴轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱外壁至轴承座端面距离 箱盖，箱座肋厚 ， 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端面与箱内壁距离 第十章 滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算10.1 减速器的润滑10.1.1该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。10.1.2为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.10.1.2一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm，为了有利于散热，每传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为。10.1.3高速圆周速，可选用320工业闭式齿轮油。10.2 减速器的密封10.2.1轴伸出处的密封为占圈式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，检查孔盖板，排油螺塞，油标与箱体的接合面均需加纸封油垫或皮封油圈。10.2.2减速器采用钙钠基润滑脂（）。第十一章 传动装置的附件及说明11.1 轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（HT150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。11.2 轴承套杯套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。11.3 调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08F钢抛光。11.4 油标采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。11.5 排油孔螺塞 为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。11.6 检查孔盖板为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。11.7 通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。11.8 起吊装置吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。11.9 定位销为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。11.10 起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC2838。设计小结