毕业设计（论文）二级圆锥圆柱齿轮减速器(带式输送机传动系统)

一、机械设计课程设计任务书设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮斜齿圆柱齿轮减速器）一、总体布置简图二、工作条件1连续单向运转。2载荷平稳。3两班制。4结构紧凑。5工作寿命5年。三、工作机输入功率285KW工作机输入转速80RPM四、设计内容1、电动机选择与运动参数的计算；2、齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、装配图、零件图的绘制；7、设计计算说明书的编写；五、设计任务1、绘制减速器装配图1张。2、绘制减速器零件图12张。3、编写设计说明书一份。计算与说明主要结果二、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速80RPM锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为I1025最大值为40故电动机转速应在范围内即8002000RPM最大值3600RPMIND根据电动机的选择原则应选择Y系列三相笼型异步电动机2、电动机功率的确定查机械设计课程设计表128名称数量效率代号斜齿圆柱齿轮10940991锥齿轮1092098N2联轴器20950995N3轴承4098N4卷筒1094097N5计算得传动的装置的总效率524321NN8943607MAXIN工作机输入功率KWP852所需电动机输出功率为算得AD184306MAXDP即电动机转速8002000RPM最大值36000RPM电动机功率31843803403880063查机械设计课程设计表121（机械设计课程设计手册P173）最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y112M4，额定功率4KW，满载转速1440R/MIN。MN三、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比电动机满载转速1440R/MIN。工作机主动轴转速MNRMPNW80总传动比1804WZI查书得推荐值，且，ZI2513同步转速为1440R/MIN确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y112M4，额定功率4KW，满载转速1440R/MINMN。，31I62I得，,满足要求。31I62I2、由传动比分配结果计算轴速INM3、分别取8079260950754321NN各轴输入功率DP各轴输入转矩NT5将计算结果列在下表轴号功率P/KW转矩T/MN转速N/（R/MIN）传动比效率电机轴35623601440I轴34622901440II轴3226400480III轴3063650080卷筒轴2853400080136109702093100950609319四、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB1236990，齿形角20设计基本参数与条件齿数比U3，传递功率，主动轴转速KWP4631，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计），小锥MIN/140RN齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数,则231Z69231UZ（2）按齿面接触疲劳强度设计查31026有齿面接触疲劳强度设计公式45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS321215092UKTZDRHET试选载荷系数。3T计算小齿轮传递的扭矩MNNPT5278946105961取齿宽系数（机械设计表107，P205）0R确定材料弹性影响系数（机械设计，表102189MPAZE6，P201）确定区域系数锥齿角为20标准直齿圆锥齿轮传动52HZ根据循环次数公式3式1013，计算应力循环次数911048353608214060HJLNN928U查3图1019得接触疲劳寿命系数，971HNK2HN查3图1021D得疲劳极限应力，MPA60LIMMPAH502LIM由3式1012计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数，1SMPASKHN5821LIM1H602LI2由接触强度计算出小齿轮分度圆直径，321215092UKTZDRHET得则5871TMRTM94830齿轮的圆周速度SNDV/2746106计算载荷系数A齿轮使用系数，查3表107得1AKB动载系数，查3图108得7VC齿间分配系数，查3表109得4FHD齿向载荷分布系数BEFHK51查3表109得，所以2BEK875FHE接触强度载荷系数0123417HVA按载荷系数校正分度圆直径13MKDTT96253/ZM74021取标准值，模数圆整为3计算齿轮的相关参数14，ZD69MZD2072，18ARCTN21543192MZDR5049181确定齿宽15RB72圆整取5023校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数131K当量齿数，224COS1ZV218COSZV查3表105得，365FAY1SA062FAY9712SA取安全系数44S，MD691207，815432MR096B21由3图1018得弯曲疲劳寿命系数，8601FNK902FN查3图1020C得弯曲疲劳极限为，MPAE5PAE38许用应力SFENF1430711PAKFEF2922校核强度，由3式1023550122FRSAFFZBMYT计算得187436MP229FFA可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件齿数比U6，传递功率，主动轴转速KWP23，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计）。MIN/4802RN（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取40CR钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。运输机为一般工作机，精度等级取7级。试选小齿轮齿数24142612UZ初选螺旋角414（2）按齿面接触疲劳强度设计查31021有齿面接触疲劳强度设计公式3211HEDTTZUTK试选载荷系数16T计算小齿轮传递的扭矩2MNNPT4261104583059取齿宽系数31D确定弹性影响系数由3表106，42189MPAZE确定区域系数查3图1030，标准直齿圆锥齿轮传动543HZ根据循环次数公式3式1013，计算应力循环次数6911082453608214060HJLNN9238U查3图1019得接触疲劳寿命系数，91HNK952HN查3图1021D得疲劳极限应力，MPA60LIMMPAH502LIM由3式1012计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数，1S，MPASKHN5401LIM1H2LI22PAH5311由3图1026查得7687021代入数值计算8小齿轮直径MDT7650941圆周速度9SNVT/23481齿宽B及模数，10NTMMDT76125097650941MZDMTNT01253COS1HNT784259360/B计算纵向重合度116173904TAN10ZD计算载荷系数12A齿轮使用系数，查3表102得AKB动载系数，查3图108得1VC齿间分配系数，查3表103得2FHD查3表104得齿向载荷分布系数47K查3图1013得351FKE接触强度载荷系数9214572HVA按载荷系数校正分度圆直径13MKDTT894152计算模数14ZN067913COS13按齿根弯曲强度设计由3式1017321COSFSADNYZKTM计算载荷系数1874FVA由纵向重合度，从机械设计课程手册图10282673901得90Y计算当量齿数3624COS31ZV49COS32ZV由3图1020得弯曲疲劳强度极限，4MPAFE501PAFE3802由3图1018取弯曲疲劳寿命系数，59NK95N取弯曲疲劳安全系数64FS由3式1012得MPAKFENF571286311SFEF4922由3表105得齿形系数，76521FAY1352FA得应力校正系数，81SA7S计算大、小齿轮的并加以比较。8F，0127431FSAY015272FSAY大齿轮的数值大。计算得。9MN958对比结果，显然齿面接触疲劳强度计算的模数M大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿轮模数M主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅齿轮直径有关，故取N12MM8924571D校正齿数10，取3621COSNMZ4Z142UZ圆整中心距11MZA88057COS2修正螺旋角12，241Z0MA82514，D062MB571225148702ARCOS1MZ变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸13，ZD0COSMZD160COS2，取齿宽为，BD98751MB571MB2五、轴的计算1、I轴的计算1轴上的功率，转速，转矩KWP4631MIN/140RN，MNT9212求作用在齿轮上的力D072圆周力，轴向力，径向力FT256381NFA4682513NR943初估轴的最小直径先按3式152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3表153，取，于是得015AMNPD9621474330MIN由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴21D器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表141MNTKACA41109723查机械设计课程设计表172，结合电动机参数，所以选取型号为LT3弹性套柱销联轴器，孔径选为16MM，长42MM。联轴器与轴配合的轮毂长度为30MM。4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段12，由联轴器型号直径为16MM，右端应有轴肩定位，轴向长度1应该略小于30MM，取28MM。轴段45，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取230204，内径为20MM。所以轴段直径为20MM，长度应略小于轴承内圈宽度14MM，取为12MM。轴段23，由轴承内圈直径20MM得轴段直径为20MM。左端联轴器又3端面距离短盖取30MM，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为5925MM。轴段56，小锥齿轮轮毂长度为36MM，齿轮左端面距离套杯距离约为48MM，再加上套杯厚度8MM，确定轴段长度为52MM，直径为32MM。轴段34，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两5倍，由此计算出轴段长度为100MM。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取35MM，所以轴段直径取42MM。零件的周向定位6查机械设计课程设计表1424得左端半联轴器定位用平键，宽度为5MM，高5MM，长度略小于轴段，取20MM，选取键，205右端小齿轮定位用平键，宽度为10MM，高8MM，长度略小于轴段，取45MM，选取键。41轴上圆角和倒角尺寸7参考机械设计课程设计表1213，取12、23、45的倒角分别为08,10,10，圆角取04，05,055求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示MPACA9146按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式155及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，60轴的计算应力MPAWTCA91422查3表151得，因此，轴安全。6011CA2、II轴的计算1轴上的功率，转速，转矩KWP23RPMN4802，MNT421062求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮圆周力，轴向力NDTFT8965202，径向力FTA58173NTR906COS圆柱齿轮圆周力，径向力NDTFT896520210。NFR24637803初估轴的最小直径先按3式152初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40CR，调质处理。根据3表153，取，015A于是得MNPAD802416943105320MIN4轴的结构设计轴段45，由设计结果，小齿轮分度圆直径为57MM，齿宽为52MM，取1此轴段直径为57MM，长为52MM。轴段23，齿轮轮毂长度为40，轴段长度定为2MB40COS238MM，直径为齿轮孔径40MM。轴段12，选用轴承型号为30205，内径20MM，故轴段直径为20MM，3齿轮端面距离箱体内壁取7MM，轴承距内壁2MM，所以轴段长度取25MM。轴段67，用于装轴承，长度取16MM，直径取20MM。4轴段56，轴承应该距离箱体内壁2MM左右，且小齿轮端面距离箱体内5壁8MM左右，长度取10MM，又根据轴肩定位需要，轴径取41MM。轴段34，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此6段长度为20MM，又有定位需要，轴径取47MM。零件的周向定位7查机械设计课程设计表1424（P158）得锥齿轮定位用平键，宽度为12MM，深8MM，长度略小于轴段，取28MM。斜齿轮定位用平键，宽度为16MM，深10MM，长度略小于轴段，取45MM。轴上圆角和倒角尺寸8参考机械设计课程设计表1213，取轴端倒角为2MM，圆角取16MM5求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力FNNH1067,82NFNV26,1758弯矩MM4592，MM930总弯矩1275121N80382扭矩T294T弯矩和扭矩图如下MPACA5316按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式155及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的60计算应力MPAWTMCA1382121查3表151得，因此。7011CA另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35MM，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以PTCA532121确定弯扭校核结果为安全。7精确校核轴的疲劳强度判断危险截面1由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。截面4的左侧2抗弯截面系数331082MDW抗扭截面系数76T5103SCA截面4左侧的弯矩为MNM98645260592173截面4上的扭矩为84T截面上的弯曲应力MPAWB5391026截面上扭转切应力T74682轴的材料为40CR，调质处理。由3表151查得。PAA20,35,PA73511B综合系数的计算查3附表32，由，476DR7DD经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，0821由3附图31得轴的材料敏感系数为，810Q5则有效应力集中系数为，按3式（附表34）8711QK52由3附图32，33查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为30，840查3附图34，轴采用精车加工，表面质量系数为，820轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1Q782KK0321KK碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为4131MAKS751A1032SSCA故此处安全。截面5的右侧3抗弯截面系数33689210MDW抗扭截面系数74T截面5右侧的弯矩为NM36801428截面5上的扭矩为M9422截面上的弯曲应力MPAWB35680截面上扭转切应力T147922轴的材料为40CR，调质处理。由3表151查得。PAA20,35,PA73511B综合系数的计算5137SCA查3附表32，由，039416DR41DD经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，15278由3附图31得轴的材料敏感系数为，810Q5则有效应力集中系数为，按3式（附表34）9311QK6由3附图32，33查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为750，850查3附图34，轴采用精车加工，表面质量系数为，820轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1Q792KK1碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，05安全系数的计算轴的疲劳安全系数为8321MAKS451A1372SSCA故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。3、III轴的计算1轴上的功率，转速，转矩KWP063MIN/803RN，MNT6532求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向NDFT7435923NFA246795力R6873初估轴的最小直径先按3式152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CR，调质处理。根据3表153，取，于是得970A，此处有一个平键，直径增加MNPD6825330MIN5，得出直径最小为3431664693MM。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴21D器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表141MNTKACA54703613选取凸缘曲轴器型号为GY6，孔径选为38M。联轴器与轴配合的轮毂长度为82MM。4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段12，由联轴器型号得直径为32MM，右端应有轴肩定位，轴向长1度应该略小于60MM，取80MM。轴段56，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径50MM，长度略小于2轮毂长度取为40MM。轴段67，选取轴承型号为30206，由轴承内圈直径得轴段直径为340MM。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为105MM。轴承距离内壁取2MM左右，最后确定轴段长度为35MM。轴段45，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4MM，所以直径取475MM，长度取10MM。MPACA6829613048HLH6250H轴段34，左端用于轴承定位，轴肩高度取35MM，直径为64MM，又5有轴承距离内壁2MM左右，轴段长度得出为65MM。轴段23，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度6为40MM，直径取轴承内圈大小为40MM。零件的周向定位7查机械设计课程设计表1424得左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10MM，长度略小于轴段，取50MM，选取键C，501右端大齿轮定位用平键，宽度为12MM，长度略小于轴段，取50MM，选取键。2轴上圆角和倒角尺寸7参考机械设计课程设计表1213，取轴端倒角为2MM，圆角取16MM5求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示6按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式155及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，60轴的计算应力MPAWTCA682912查3表151得，因此，轴安全。7011CA六、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷HL480157261H352径向力，211509RHVFN219024RHVFN查机械设计课程设计表151，得Y16，E037，KCR5派生力，172RDY254RDY轴向力，左侧轴承压紧634AFN由于，2115986DDNF所以轴向力为，7A207A当量载荷由于，103ARFE25ARFE所以，。AXY04BX16BY由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为PF，1165PARAPFFN227123BRXY轴承寿命的校核66110048HCLHNP662125HR2、II轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，211476RHVFN217658RHVFN查机械设计课程设计表151，得Y16，E037，KCR4派生力，132RDY24RDY轴向力，右侧轴承压紧46AFNHL48017361H572由于，123461863ADDFNF所以轴向力为，89A247A当量载荷由于，EFRA310EFRA302所以，。4AX6AY1BX0Y由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为PF，NFFPAARP94511NFPABR368222轴承寿命的校核HCNLH8072606121PRH4345223、III轴的轴承校核轴承30208的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，NFVHR179211NFVHR183922查机械设计课程设计表151，得Y16，E037，KCR06派生力，YRD5321YRD572轴向力，左侧轴承压紧NFA7