带式输送机圆锥齿轮传动装置设计说明书教材

1、设计课程设计计算说明书一一带式输送机圆锥齿轮传动装置课程设计说明书题系目：机械设计课程设计别:机电学院班级:姓名:学号:指导老师:目录一. 目录 .2二. 设计题目 31设计条件以要求 .32原始数据 .33设计工作量 .3二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 .31. 选择电动机容量 .32. 选择电动机的类型和结构形式 .43. 确定电动机型号 . .44. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 . .55. 计算传动装置的运动和动力参数 5三. 传动零件的设计计算 61. 圆锥齿轮传动的设计计算 62. 圆柱齿轮传动的设计计算 .10四传动轴的设计 .131. 传动轴I的设计 1

2、32.传动轴n的设计 .172021五减速器箱体结构尺寸 六减速器各部位附属零件的设计七.润滑和密封 .22八机械课程设计小结 .23参考资料目录 .23计算及说明结果设计题目：带式输送机圆锥齿轮传动装置设计设计条件及要求传动方案要求如右图所示设计内容：选择合适的电动机、联 轴器型号；设计圆锥齿轮减速器和开 式圆柱齿轮机构工作条件：单向运转，载荷平稳， 两班制工作，输送带速度容许误差为 5%使用年限：8年生产批量：小批量生产原始数据已知条件原始数据输送带工作拉力F (N )2600输送带速度v ( m/s)0.8卷筒直径D(mm)220三设计工作量设计说明书1份 圆锥齿轮减速器装配图 1张减速

3、器零件图13张(具体在完成装配图并经指导老师审阅后，由指导老师指定) (要求所有工程图按1:1绘制)二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计.选择电动机的类型和结构形式因本传动装置工作条件为两班制，单项运转，载荷平稳，故选用 三相笼型异步电动机，Y系列，封闭式结构，电压 380V，频率50Hz。.选择电动机容量1.工作所需功率PWFV4500 x 1工作机主动轴功率：Pw =4.05KW 。iooo nwiooo其中，f为输送机工作拉力，v为输送带速度，nw为工作效率。2.计算电动机的功率。经过分析，由电动机至工作机传动装置总效率为n其值为：=叮6叮毗n6=o.775n n n n n式中

4、1、2、3、4、5、口 6的含义为：1为齿轮传动的轴承，取值为1=o.98 ；巳为圆锥齿轮的传动效率，取值为“2=0.97,3为圆柱齿轮的传动效率，取值为：n3=o.93 ；*为联轴器的效率，取值为 X=o.97,n5为卷筒轴的传动效率，其取值为：n6=o.96 ;入为卷筒的轴承传动效率，其取值为：n6=o.98.电动机所需功率：巳=p=_45Kw =5.81Kwn o.775三 .确定电动机型号卷筒轴的工作转速为：6000CV 60000 一n w=47.8 J/ .nDn X400z min按推荐的合理传动比范围，二级圆锥-圆柱齿轮减速器的合理总传动 比的范围为i=822，故电动机转速的合

5、理范围为：% = i总nw = (8 2247.8 = ( 383 LJ1052)人命则符合这一范围的同步转速的电动机有：750 / . 、1000 / .z min/ min两类。查表得较合适的电动机为Y160h-8，其额定功率 P=7.5Kw，满载转速为720r/min，总传动比i=720/47.8=15.06，适中，传动装置结构较为 紧凑。四确定传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比FW = 4.05KW巳=5.81Kwnw = 47.8 / ./ min37 / 23总传动比nm72047.8= 15.06即减速器总传动比为：15.062确定分配传动比按锥齿轮的传动比一般不大于3，故

6、取i圆锥齿轮=3.765 ；则圆柱齿轮传动比为:I圆柱齿轮叽43.765头际总传动比i实=i圆锥齿轮圆柱齿轮=3.765 4 = 15.6Li 0.05%，满足要求。i 总=15.06五计算传动装置的运动和动力参数i圆锥齿轮=3.7651.各轴的转速（各轴的标号均已在图2中标出）I轴：n=n y/ = 720r/|in轴:一厂锥=7203.765 =195.9 rmin 皿轴：n ： = n ；i柱=195.9 彳=493 卷筒轴：n卷筒轴49 r min2. 各轴的输出、输入功率I轴：P =巳 01 5 =5.81 0.97 0.98 =5.52KW卩几=卩卜口01=5.52汇0.98汉0.

7、n轴：97=5.25Kw川轴：P =P 23 二P 13 - 4 =2.467 0.93 0.98 0.97 = 4.64Kw卷筒轴：P = P - 34 二 P 56 = 2.27 0.98 0.96KW 二 4.37Kw3. 各轴输入、输出转矩电动机轴的输入转矩：Td = 9550凡=9550 P81 =77.1N mnm720I轴：T =TdL 01=Tdj0_ 5-1 =77.1 1 0.98 0.98 = 74.05NLmn轴T =T i1_ 12=T .i1_ - 2 =74.05 3.765 0.98 0.97 = 265.03N_m川轴：T=T M223=T=265.03汉 4

8、汉 0.93汉 0.98汉 0.97 = 937.217|_m卷筒轴：Tw =T I|j3_ 34=T Iii3_ 5一 6 -937.21 1 0.98 0.96 = 881.73N_m.传动零件的设计计算、圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率 R =5.81Kw (略大于小齿轮的实际功率)，小齿轮的转速为：n720 r mjn ,大齿轮的转速为n 195.9 rmjn，传动比i 3.765，由电动机驱动，工作寿命(设每年工作300天)，两班制，带式输送，平稳，转向不变。1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制JB11-6,齿形角 =20，齿顶高系数

9、0 ，顶隙系数c* =0.2，螺旋角= 0，不变位。(2) 带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。(3) 、材料选择，大小齿轮材料均为40Cr (调质)，硬度为4855HRC。(4) 、选小齿轮齿数 z, =21,贝Uz2=u 呂=3.765汇21 = 79.065七80 ,化/ =3.81实际齿数比u=Z12. 按齿面接触疲劳强度设计 公式：2.92r(1-0.5 r)2u(1 )、确定公式内的各计算值1)查1 得材料弹性影响系数ZE =189.8MP。2 )按齿面的硬度查得大小齿轮的接触疲劳强度极限-Hiim1 =15O0MPao3) 计算应力循环次数小齿轮： M =60nj

10、Lh =60 960 1 (2 8 300 8)=2.21184 109大齿轮：N2 =N% =2.21184如0/3765=5.875灯084）查得接触批量寿命系数Khni =0.95KHN 2 =1.05) 计算接触疲劳许用应力I 1 二 Kg；-讪1 = 1363.64 MPa1SHlc 2 二 KHL2；-Hlim2 = 1363.64MPaSh6 ）试取载荷系数为 k二kt-1.2，齿宽系数为 R =备，输入的转矩为：二TdL 0产Td_io_ 5= 74.05%。所以可初步确定分度圆直径:3189.83d1 -2.922dit _2.92仆7.4051047戸 49.024mm13

11、63.641 (1一0.5 导2 3平均分度圆直径：dm = di（1 0.5屮R）= 40.854 mm则分度圆周速度为：vt =応d 门=1.85 m。60 x 1000/s根据试求的圆周速度约为 vt = 1.85 mS ,8级精度，可试选Kv=1.05，查得：使用系数、齿间载荷分配系数、载荷分布系数分别为：Ka =1.00,K厂 1.1K 广 1.08所以，K = Ka K；_ Kv K =1.00 1.1 1.05 1.08 = 1.2474（2）、计算1）计算出按实际的载荷系数校正所得的实际小齿轮的分度圆直径，带入?H I中的较小值得二 54.753mmI1( 189.8 : 1.

12、2474乂 7.405沁 104, 1363.643(1一0.5 1)2 32）计算圆周速度v 实际分度圆速度：丄di 一竺.753r720 =2.06m/60 1000 60 1000 s3)计算载荷系数根据v=2.06叹，8级精度，查得Kv=1.23，所以 K 二 Ka K；_ Kv K ,1.0 1.23 1 1.875= 2.314)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径:d 1t = 54.753mmv =2.06msdi=dit3.= 54.753汉 J.2474（2 = 55.46mm5)技术模数二 di z = 55.46 2i = 2.334mm ，查表 11-15，取 m=2

13、.5。3按齿根弯曲疲劳强度设计 公式：YaYar(10.5 r)2zJ1 睥 1(1 )、确定公式内的各计算值4KT11)查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚Him1 =660MPa，2)查得弯曲疲劳寿命系数Yn1 =0.88,Yn2 =0.93)计算弯曲疲劳许用应力查主课本表11-9，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则,trF :YNC Him1S0.88 6601.4MPa =414.86MPam=2.5YN2- Him 2S0.9 660 MPa =424.286MPa1.44）载荷系数 K=1.24745）节圆锥角rA二 arctan： =14.7、2 =90 -19.44 =75.29：6

14、）当量齿数z21coscos14.71Z280cos、2cos75.29= 21.712= 315.051查主课本表11-13，取齿形系数ZV1ZV2Yf1 =2.63,Yf2 =2.137）8）查主课本表11-15，取应力校正系数YS1 =1.597,YS 1.8759）YFaYsa计算大小齿轮的匕訂,并加以比较。YF1YS1=2.63 1.597 = 0.0266157E*/13 1.875 巾027大齿轮的数值大。（2 ）、设计计算3Icf 1147.864.24744051。4 0.027=2.3751（1-0.5 1）2 212 、3.7652 1综合分析考虑，取 m=2.5mm,召

15、=21得，z2=uzi=21 3.765 = 80， d m= 2.5 21 = 52.5mm4几何尺寸计算（1）、计算大端分度圆直径d =52.5 m md2 二 z2 m=80 2.5= 200mm（2）、计算节锥顶距R=152.52 2002 = 103.388mm2（3 ）、节圆锥角=14.71学=75.29（4）、大端齿顶圆直径dai =d! = 2mcoSr =52.5 2 2.5 cos14.7l =57.336mmda2 =d2 = 2mcos、2 =200 2 2.25 cos75.29 = 201.27mm（5 ）、齿宽b 二 r R = 1 103.388mm = 34.

16、463mm取 bi = b2 =31mm.圆柱齿轮传动的设计计算已知输入功率 R =5.25Kw （略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：口 =195.9 r min，大齿轮的转速为 匕=49rmin，传动比i =4， 由电动机驱动，工作寿命（设每年工作 300天），两班制，带式输送，平 稳，转向不变。1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）由以上计算的数据可得圆锥齿轮的传动在n轴的轴向力较小，运输机为一般工作机器，速度不高，故由主课本表11-20 ,选用8级精度。（2） 材料选择，小齿轮材料为 45号钢（调质），硬度为235HBS，大齿 轮材料为45刚（正火），硬度为200HBS，

17、二者材料硬度相差 35HBS。2. 确定设计准则：由于该减速器为开始齿轮传动，齿面为软齿面，点蚀为主要失效形式。故先按齿面接触疲劳强度计算，确定主要参数和尺寸，然后再按弯 曲疲劳强度进行校核弯曲强度。3. 按齿面接触疲劳强度设计。由于两齿轮都是钢，故由主课本式11-23，有:d1 = 76.43 3|kt（u 十 1） | 屮 roh2以下确定相关参数：A.转矩：6 RT1 = 9.55 汽 10 = 9.55X 106 = 265030N|_mmK=1.2nnB.查11.10取载荷系数K=1.2Z1 = 17C.齿数z、齿宽系数屮d :小齿轮齿数Z取为Z1 =17，则大齿轮齿数为Z2 = i

18、2Z2 = 4 疋 17 = 68。Z268 实际齿数比为：U2=一 =4Z117u u齿数比的误差为：-1.19%符合规格。UZ2 = 68因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由主课本 11.19，取d 二 1。2D .许用接触应力二H4 二 1Sh = 1.0由图11.25，得：汀 H lim 1 =560MP律 oh lim 2 = 530MPa 由表11.9,查得安全系数 91.0故：小齿轮应力循环次数为：汕=60njLh =60 195.9 1 (2 8 300 8) = 4.5 108大齿轮应力循环次数为:N2=N%=7.9d叹.94 = 1108查图 11.28，

19、得：ZN1 = 1.1； ZN2 = 1.27故：由式11.25，得接触疲劳许用应力分别为:lH NZn Hlim1 h.1 560MPa =616MPa可求得d1 _ 76.43IJ? =Zn2、-讪2 =1.27 530mp673.1 MPaSh3 fK(u 1；d U h 1-76.431.2 26.503 104 (4 1) 1汇4.94 汉673.12=75.303mm计算齿宽与齿高比h模数:二75.303? = 5.52mm，由表 11.3，取 m=6。Ih 1616MPa lH 1673.1MP d1 _ 75.303 m=31Sh4主要尺寸计算：d1 二 m z =6 17 =

20、 102mm ,d 2 = m z2 = 6 x 68 = 408mmb =屮ddi = 1 汉 102 = 102mm 取 b2 = 102mm 由小齿轮应比大齿轮宽一些，故取 0 = b2 + 5mm= 107mm1 1a umZr +z2）=空：6汇（17 十 68） = 170mm5.按齿根弯曲强度校核。由式（11.25）得出2KT1 2 22x1.2x26.503x104 仆“仆% =YfLYs =MPa=10.19MPbm2z,102汉6 x17计算有关参数系数：A.齿形系数Yf,查主课本表11.12,得：Yf1 =2.97;Yf2 =2.24B 应力修正系数 Ys :论=1.53

21、;Ys2 =1.773.C.许用应力fcrF ：由图 11.26,得： Fiim1 =210MPa;TF|im2 =190MPa由表11.9，查得：Sf1.4由图11.27，查得：丫屮=2 = 1由式（11.26）,可得：r 1 YNFlim1V210kF 1 _ N1 Fhm1 _MPa _162MPa1 Sf1.4IfN2 Flim2 -1 190 MPa 146MPa2 Sf1.4故：口F1兰瓦1齐2兰Bf 1齿根弯曲强度校核合格。6.验算齿轮的圆周速度:r：d1n160 1000二 102195.960 1000由表11.21克制，选8级精度是合适的。四.传动轴的设计.传动轴I的设计。

22、1、求输出轴上的功率、转速和转矩。P =5.52KWT =74.05N_m由之前计算得，它们分别为:转速:转矩:功率:2、求作用在齿轮上的力圆锥齿轮上：分度圆半径：(b )f31)=110.5 U = 10.5 汇仪 52.5 =44.63mmVR 丿I103.388 丿Ft2T 2 4.05 1000dm144.63= 3318.4NFr1 =Fttan： cos=3318.4 tan20 cos14.7* = 1168.21NFa1 =Fttan： sin=3318.40 tan20 sin14.71 = 306.69N 3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45Cr,调质处理。取 A =9

23、8,于是得-98二 21.1mm同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：取KA =1.3，贝U, Tea 二 T Ka =74.05 1.3 = 96.265N m结合电动机的参数，选用凸缘联轴器，型号为LT5联轴器Z35 60ZC35 60GB4323，即,该端选用的半联轴器的孔径d - 35mm，故取轴径d，35mm,半联轴器毂孔的长度L=60mm4. 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图:1）由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度L和直径d及相关要求，可确定di =35mm,h =60mm2）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴 承。

24、参照工作要求，并根据尺寸，选取 0基本游隙组、标准精 度级的单列圆锥滚子轴承30207,其尺寸为d D B = 35mm 72mm 17mmh = 60mm d1.266.8齿轮端面与内 箱壁距离也2610箱盖，箱座肋厚m1, mg吒0.85輕m 趾 0.856m1 = m =6.8轴承端盖外径D2轴承外径+(5 5.5)d3125（1 轴）155（11 轴）轴承旁连接螺 栓距离S尽量靠近，以d1和d3互不干涉为准，一般取S - D2六、减速器各部位附属零件的设计：(1) 窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作即可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了

25、解啮合情况，润滑油也由此注入机体内。(2) 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以 便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量因此要安装于便于观察油 面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺 上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热 ，机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通 气器用带空螺钉制成。(5) 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装 至个启盖螺钉。在启盖时， 可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要 做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉，便于调整。(6) 定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的 长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位 精度。如机体是对称的，销孔位置不应对称布置。(7) 吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机 座上铸出吊钩。(8) 调整垫片用于调整轴承间隙，