带式运输机的减速器机械设计课程设计

1、设计带式运输机地减速器目录一、设计任务0二、前言02.1：题目分析02.2：传动方案地拟定1三、电动机地选择、传动装置地运动和动力参数计算13.1：电动机地选择1：选择电动机地类型1：选择电动机地额定功率1：确定电动机地转速n 2：确定发动机地地型号33.2：传动装置地运动和动力参数计算3：合理分配传动比3：计算各轴地转速4：计算各轴地输入功率4：计算各轴地输入转矩4四、传动零件地设计计算54.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计5：选择材料5：按齿面接触疲劳强度初步设计6：验算齿面接触疲劳强度8：验算齿根弯曲疲劳强度11：确定齿轮地主要参数及几何尺寸14：确定齿轮制造精度144.2：低速级直齿圆柱

2、齿轮传动设计15：选择材料15：按齿面接触疲劳强度初步设计15：验算齿面接触疲劳强度17：验算齿根弯曲疲劳强度19：确定齿轮地主要参数及几何尺寸22：确定齿轮制造精度22五、轴地设计及校核计算235.1：高速轴地设计23：选择轴地材料23：按轴所承受地扭矩初估轴地最小直径23：联轴器地型号地选取24：轴地结构设计245.2：中间轴地设计26：选择轴地材料27：按轴所承受地扭矩初估轴地最小直径27：轴地结构设计27：轴地受力分析29：轴地疲劳强度安全系数校核计算325.3：低速轴地设计37：选择轴地材料37：按轴所承受地扭矩初估轴地最小直径37：联轴器地型号地选取38：轴地结构设计38：轴地受力

3、分析40：轴地疲劳强度安全系数校核计算42六、轴承地选择与寿命计算476.1：低速轴地轴承寿命476.2：中间轴地轴承寿命51七、键连接地选择与校核计算547.1：高速轴上地键地选择547.2：中间轴上地键地选择547.3：低速轴上地键地选择与校核计算55：齿轮处普通平键选择与强度校核55：联轴器处普通平键强度校核56八、联轴器地选择578.1：高速轴端联轴器地选择578.2：低速轴端联轴器地选择57九、润滑与密封方式选择57十、箱体及其附件地结构设计5810.1：减速器箱体地结构设计5810.2：减速器附件地结构设计58十一、参考资料59一、设计任务设计一带式输送机地算计圆柱齿轮减速器.带式

4、运输机示意图如下：使用年限为10 年，每年250 天，三班制工作.为一般用途.题号我选地题目号为运输带拉力5，相关数据如下：F (N)运输带速度V (m / s)卷筒直径D (mm)535000.90350二、前言2.1：题目分析2.2：传动方案地拟定二级展开式圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动选用斜齿圆柱齿轮，低速级选用直齿斜齿圆柱齿轮 .优点：结构紧凑、简单，传动效率高，工作可靠，应用较广泛.缺点：齿轮相对于轴承不对称布置，沿齿向载荷分布不均匀.三、电动机地选择、传动装置地运动和动力参数计算3.1：电动机地选择：选择电动机地类型按照工作要求地条件，选用 Y 系列三相异步电动机 .Y 系列三相异步

5、电动机是一般用途地全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，它具有高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、可靠性高以及使用维护方便等优点 .【1】最常用地交流电动机 三相鼠笼性异步电动机：选择电动机地额定功率选取c0.98、z0.98、l0.99、j0.96（c 为圆柱齿轮传动啮合效率；z 为轴承传动效率；l 为联轴器传动效率；j 为卷筒传动效率）由电动机轴至卷筒轴地传动效率a 为：al 2 c 2 z30.9920.9820.9830.8859工作机构地效率w 为：wj z0.98 0.960.9408工作机构所需功率Pw 为：FV35000.9Pw10003.3482 KW1000 w0.9408

6、电动机所需功率Pd 为：Pw3.3482Pd3.7794a 0.8859由 Ped Pd ，故选择电动机地额定功率为： Ped 4.0KW：确定电动机地转速n工作机构主轴即卷筒轴地转速nw 为：6010000.96010000.9nwd35049.1356( r / min)二级圆柱齿轮减速器地传动比ii1i2840ninw(8 40) 49.1356 393.11965.4符合这一范围地同步转速有750 (r / min) 、 1000 (r / min) 、1500(r / min) 三种 .为了既不使电动机尺寸过大，也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选用同步转速为

7、1000( r / min) 地电动机 .：确定发动机地地型号根据电动机地额定功率 Ped4.0KW 和电动机同步转速1000(r / min) ，有相关手册查Y 系列三相异步电动机，确定所需电动机地型号为 Y132M1-6 ，其主要性能列于下表：电动机型额定功率满载转速启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩号(KW )( r / min)Y132M1-649602.02.03.2：传动装置地运动和动力参数计算：合理分配传动比由电动机想能表可知满载时电动机地转速nm为 960 (r / min) ，则系统总地传动比 i a 为：nm960i a19.5378nw49.1356按两级大齿轮浸油深度相近

8、，以使润滑简便地原则推荐高速级别传动比 i 1应该比低速级传动比 i 2 大，其 i 1(1.31.4) i 2 .【2】取 i 11.3i 2 ，则 i a 1.3i22故： i 2i a19.53781.31.33.90i 1i a19.53875.0i 23.90：计算各轴地转速电动机轴n0nm960r / min（从电动机轴往左一次为轴、轴、轴）轴n1n0960r / min轴n2n19605.0192r / mini 1轴、卷筒轴n3n2nw19249.2r / mini 23.90：计算各轴地输入功率电动机轴P0Ped4KW轴PP0.990.98 43.88KW1lzed轴轴卷筒轴

9、P2czP10.980.983.883.73KWP3czP20.980.983.733.58KWP4lzjP30.990.980.96 3.58 3.33KW：计算各轴地输入转矩电动机轴 TT9550 Ped9550439.79 N m0ednm960轴轴T1lzTed0.99 0.98 39.79 38.60N mT2czT1i1 0.98 0.98 38.60 5 185.36N m轴T3cz T2i20.98 0.98 185.363.90 694.28N m卷筒轴T4lzjT30.99 0.98 0.96694.28 646.65N m结果整理：轴名功率（ KW ）转矩（ N m ）转

10、速（ r / min ）电动机轴439.79960轴3.8838.60960轴3.73185.36192轴3.58694.2849.2卷筒轴3.33646.6549.2四、传动零件地设计计算4.1：高速级斜齿圆柱齿轮传动设计我们设计地为一般用途地减速器，故选用软齿面齿轮传动.由前面地计算我们可得到相关数据有：n1960r / min ，P1 3.88KW , i15.0 ，单向运转，三班制工作，使用年限10年，每年 250 天， T38.60N m,T185.36Nm12：选择材料查表 9-5 齿轮常用材料及其力学性能【 2】，小齿轮初步选用 40Cr 调质处理， HBS1=241286,大齿

11、轮选用 45 钢调质处理，HBS2=217255.计算时取 HBS1=260，HBS2=230.（HBS1- HBS2=30,合适）：按齿面接触疲劳强度初步设计由简化设计公式（ 9-45）【 2】d 7563KT1(u 1)1d1 H 2u1）小齿轮传递地转矩： T38.60Nm12）齿宽系数d 1 由表 9-10【 2】可知，软齿面、非对称布置取d 10.93）齿数比 u ：对减速运动， ui15.04）载荷系数 K ：因速度高，非对称布置，初选K25）确定需用接触应力 H 由式（ 9-29）【 2】，HHlin Z NSHa. 接 触 疲 劳 极 限 应 力， 由 图9-34c 【 2 】

12、 差 得 ，H l i nHlin 3 710MPa （按图中 ME 查值） ,Hlin 4580MPa （按图中 MQ 查值）b.安全系数 SH 由表 9-11【2】差得，取 SH1.3(较高可靠度 )c.寿命系数 ZN 由式（ 9-30）【 2】计算应力循环次数N60ant式中 a 1, t 1 02 5 0 h ，n1960r / minN1 60an1t60 1960 60000 3.456 109N2N1 / i13.456109 /5.06.912 108查图 9-35【2】得， ZN 10.92 ， ZN 2 1.01（均按曲线 1 查得），故H 1 Hlin 1 ZN 1710

13、0.92502.5MPaSH1.3H 2 Hlin 2 Z N 25801.01450.6MPa1.3SH6）计算小齿轮分度圆直径d1KT1(u1)d1 7563H 2ud 1238.60(5.01)7563450.6260.3mm0.95.07）初步确定主要参数a.选取齿数：取 z126, z2uz1 5.0 26 130b.初选螺旋角15c.计算法向模数：m1d1 cos60.3 cos15z12.24mm，26选取标准模数 m2.5mm1d.计算中心距 a1 ：a1m1 ( z1 z2 )2.5(26 130)2cos2201.87mmcos15为了便于箱体地加工及测量，将a1圆整，取

14、a1200mme.计算实际螺旋角：arccosm1 ( z1z2 )arccos 2.5 (26 130)12.842a12200f. 计算分度圆直径：d1 m1 z1 / cos2.526/ cos12.8466.7mm 60.3mmd2 m1z2 / cos2.5130/ cos12.84333.3mm验证： a11 (d1d2 )1 (66.7 333.3)200mm22g.计算齿宽： b2d1d10.9 66.760.03mm圆整取 b260mm：验算齿面接触疲劳强度由式（ 9-40）【 2】H ZEZHZ ZKFt(u 1)d 1d1 H u11）弹性系数 ZE ：由表 9-9【2】

15、查得， ZE189.8(MPa)22）节点区域系数 ZH ：由图 9-29【2】查得， ZH 2.453）重合度系数 Z ：先由b2 sin60 sin12.841m13.141.702.51知 Za1.883.2( 11 )cosz1z21.88 3.2( 11)cos12.841.6826130则： Z110.771.684）螺旋角系数Z：Zcoscos12.840.98745）圆周力 Ft ： F2000T1200038.601157.4td166.76）载荷系数 K ： KK AKVKHK Ha.使用系数 K A ：由表 9-6【2】查得 K A1.25b.动载系数 KV ：由vd1n

16、13.14 66.79603.35m/ s601000601000查图 9-23【2】得 KV1.18 （初取 8 级精度）c.齿向载荷分布系数 K H ：由表9-7【 2】，按调质齿轮、 8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得KHA B 1 0.6( b2 )2( b2 )2b C 10 3d1d121.23 0.181 0.6( 60 )2(60 )260 0.61 10 366.766.71.48d. 齿间载荷分配系数 K H：先求K A Ft1.25 1157.4100N / mmb26024.11N / mm查表 9-8【2】， K HK Fcos2，式中1.68b由式（ 9

17、-32）【 2】tannarctantan20tarctan20.47coscos12.84coscoscosncos12.84 cos200.9780bcos20.47cos t则K HK F1.681.76cos2b 0.97802故KK AK V K H K H1.251.181.48 1.763.847）验算齿面接触疲劳强度KFt (u1)HZEZH Z Zb2d1u189.8 2.45 0.770.98743.84 1157.4 (51)6066.75408.1MPaH 2 450.6MPa（安全）：验算齿根弯曲疲劳强度由式（ 9-46）= KFtYY Y YFb mFaSaF211

18、) 由 前 面 计 算 可 知 ， Ft1 1 5 7N.4， b260mm ，m12.5mm2)载荷系数 K ：KKAKVKF KFa.使用系数 K A 同前，K A1.25b.动载系数 KV 同前，KV1.18c. 齿向载荷分布系数K F：由图9-25【2】， K H1.48 ，b / h 60/(2.25 2.5)10.67 ，查出 KF1.442d. 齿间载荷分配系数 K F：由前面计算可知1.68,1.70 ，则1.681.703.38由式（ 9-27）【 2】0.750.250.75Y 0.250.71.68则3.382.87Y1.68 0.7前面已经求得 K F1.76Y2.87

19、，故 K F 1.76故：KA1K V3)齿形系数 YFa ：由zv1z1 / cos326/ cos3 12.8428.05，zv 2z2 / cos3130/ cos3 12.84140.25查图 9-32【2】，得YFa12.56， YFa 22.154) 齿根应力修正系数Y:由 z28.05, z140.25 ，查图Sav1v29-33【2】.得 YSa11.61， YSa21.845)重合度系数 Y ：同前 Y0.76)螺旋系数 Y ：由式（ 9-47）， Y1(/120 )由前计算可知1.71,，计算时取1Y1( /120 )1(12.84 /120 )0.897)许用弯曲应力 F

20、 :由式（ 9-31）【 2】， F F limYNYXSFa.弯曲疲劳强度极限应力F lim ：由图 9-36c【2】，查得：F lim1 600MPa（按图中ME查 值 ），F lim 2430MPa （按图中 MQ 查值）b.安全系数 S ：由表 9-11【2】，取 S1.6（较高可靠度）FFc.寿命系数 YN ：由 N13.456 109 , N26.912 108查图 9-37【2】得： Y0.86 ，Y0.90N1N 2d.尺寸系数 YX ：由 m12.5mm，查图 9-38【2】得，YX 1YX 21则 F 1F lim1 YY6000.86 1322.5MPaN1 X11.6S

21、F F2F lim 2 YN 2YX 24300.91241.9MPaSF1.68)验算齿根弯曲疲劳强度KFtF1 = b2m1 YFa1YSa1Y Y3.74 1157.4602.52.56 1.610.70.8974.10MPaF1322.5MPaKFtF2 = b2m YFa 2YSa2Y Y3.74 1157.4602.52.15 1.840.70.8971.12MPaF2 241.9MPa故弯曲强度足够：确定齿轮地主要参数及几何尺寸m1 2.5mm， z126, z2 130，12.84分度圆直径d1m1 z1 / cos2.5 26/ cos12.8466.7mmd2m1z2 /

22、cos2.5130/ cos12.84333.3mm齿顶圆直径da1d1 2m166.7 22.571.7mmda 2d22m1333.322.5338.3mm齿根圆直径d f 1d12.5m166.72.52.560.45mmd f 2d22.5m1333.32.52.5327.05mm齿宽b1b2(5 10)mm60mm (5 10)mm 65 70mm取 b1 70mm， b2 60mm中心距 a11 (d1 d2 )1 (66.7 333.3) 200mm22：确定齿轮制造精度由前面计算知 v3.35m/ s，查表 9-13【2】，确定齿轮第公差组为 8 级精度，第、公差组与第公差组同

23、为8 级.按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ，在其零件工作图上标记为8GJGB/T100951988，大齿轮齿厚偏差为HK, 在其零件工作图上标记为： 8HKGB/T10095 1988.4.2：低速级直齿圆柱齿轮传动设计我们设计地为一般用途地减速器，故选用软齿面齿轮传动.由前面地计算我们可得到相关数据有：n2 192r/ min ，P2 3.73KW , i23.90，单向运转，三班制工作，使用年限 10年，每年 250 天， T2185.36N m,T3694.28N m：选择材料查表 9-5 齿轮常用材料及其力学性能【 2】，小齿轮初步选用 40Cr 调质处理， HBS3=2412

24、86,大齿轮选用 45 钢调质处理，HBS4=217255.计算时取 HBS3=260，HBS4=230.（HBS3- HBS4=30,合适）：按齿面接触疲劳强度初步设计由式（ 9-23）【 2】d3 766KT2(u 1)3ud 2 H 21）小齿轮传递地转矩： T2 185.36Nm2）齿宽系数d 2 由表 9-10【 2】可知，软齿面、非对称布置取d 20.83）齿数比 u ：对减速运动， ui23.904）载荷系数 K ：初选 K2 （直齿轮、非对称布置）5）确定需用接触应力由式（ 9-29）【 2】，H H HlinZ NSHa. 接 触 疲 劳 极 限 应 力， 由 图9-34c

25、【 2 】 差 得 ，H l i nHlin 3 710MPa （按图中 ME 查值） ,Hlin 4580MPa （按图中 MQ 查值）b.安全系数 SH 由表 9-11【2】差得，取 SH1.3(较高可靠度 )c.寿命系数 ZN 由式（ 9-30）【 2】计算应力循环次数N60ant式中 a 1,t 1025 0 h ，n2192r / minN3 60an2t60 1192 60000 6.912 108N4N3 / i26.912108 /3.901.77108查图 9-35【2】得， ZN 31.02 ， ZN 4 1.11（均按曲线 1 查得），故H 3 Hlin 3 Z N 37

26、101.02557MPa1.3SHH 4 Hlin 4 Z N 45801.11455MPaSH1.36）计算小齿轮分度圆直径d3d3 7663KT2(u1)d 2 H 2u76632185.36(3.91)108.1mm0.845523.97）初步确定主要参数a.选取齿数：取 z340, z4uz33.9 40 156b.计算模数： m2d3108.12.70mm，取 m2 3mmz340c.计算分度圆直径：d3 m2 z3 3 40 120mm 108.1mm d4 m2 z4 3 156 468mmd.计算中心距：a21 (d3 d4 )1 (120468)294mm22e.计算齿宽：

27、b4d 2 d30.8120 96mm：验算齿面接触疲劳强度由式（ 9-21）2000KT2(u 1)H HZEZH Z3dud 2311）弹性系数 ZE ：由表 9-9【2】查得， ZE189.8(MPa)22）节点区域系数 ZH ：由图 9-29【2】查得， ZH2.53）重合度系数 Z ：由a1.88 3.2( 11 )1.88 3.2 ( 11 ) 1.78z3z440156则： Z441.7830.8634）载荷系数 K ： KKAKVKH KHa.使用系数 K A ：由表 9-6【2】查得 K A1.25b.动载系数 KV ：由vd3n23.14120 1921.21m/ s601

28、000601000查图 9-23【2】得 KV1.10（初取 8 级精度）c.齿向载荷分布系数 K H：由表 9-7【 2】，按调质齿轮、 8 级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得K HA B 1 0.6( b4 )2 ( b4 )2b4C 10 3d3d31.230.181 0.6( 96 )2( 96 )296 0.61 10 31201201.45d. 齿间载荷分配系数 K H：由表 9-8【2】先求 Ft2000T22000185.363089.3Nd3120K A Ft 1.253089.3b440.23N / mm 100N / mm96由前面可知 Z0.86则K H1/

29、Z21/ 0.8621.35故KKAKVKH KH1.251.101.451.352.695）验算齿面接触疲劳强度HZEZH Z2000KT2 (u1)d 2d33u189.82.50.8620002.69185.36 (3.91)0.812033.9388.5MPa H4455MPa(安全 )：验算齿根弯曲疲劳强度由式（ 9-26）F = KFt YFaYSaYF b4 m21) 由 前 面 计 算 可 知 ， Ft3089.3N ， b496mm ，m2 3mm2)载荷系数 K ：K KAKVKFK Fa.使用系数 K A 同前， K A1.25b.动载系数 KV 同前， KV1.10c.

30、 齿向载荷分布系数 K F：由图9-25【2】， K H1.45 ，b4 / h96/(2.253) 14.22 ，查出 K F1.45d. 齿间载荷分配系数 K F：由K A Ft40.23N / mm100N / mm，查表 9-8【 2】，知b4K F1/ Y ，又由Y0.750.750.67，得0.250.251.78K F1/ Y1/ 0.671.49故：KA1K V3) 齿形系数 Y：由 z40, z156 ，查图 9-32【 2】，得Fa34YFa 32.41，YFa 42.134) 齿根应力修正系数 YSa : 由 z340, z4156 ，查图 9-33【 2】.得 YSa3

31、 1.67， YSa4 1.855)重合度系数 Y ：同前 Y0.676)许用弯曲应力 F :由式（ 9-31）【 2】， F F limYNYXSFa.弯曲疲劳强度极限应力F lim ：由图 9-36c【2】，查得：F lim3 600MPa （按 图中 ME查 值 ），F lim 4430MPa （按图中 MQ 查值）b.安全系数 SF ：由表 9-11【2】，取 SF1.6（较高可靠度）c.寿命系数 YN ：由 N36.912 108 , N41.77 108查图 9-37【2】得： YN 30.9，YN 40.9d.尺寸系数 YX ：由 m23mm，查图 9-38【2】得，YX 3YX

32、 41则 F 3F lim3 Y Y600 0.91 337.5MPaN3 X31.6SF F 4F lim 4 YN 4YX 44301241.9MPa0.9SF1.67)验算齿根弯曲疲劳强度KFtF3 = b4m YFa 3YSa3Y2.973089.39632.41 1.670.6785.91MPaF3 337.5MPaKFtF4 = b4m YFa 4YSa4Y2.973089.32.13 1.850.6796384.11MPaF4 241.9MPa故弯曲强度足够：确定齿轮地主要参数及几何尺寸m23mm， z340, z4156分度圆直径d3m2z3340120mmd4m2z43156

33、468mm齿顶圆直径da 3d32m212023126mmda4d42m246823474mm齿根圆直径 df 3d32.5m1202.53112.5mm2d f 4d42.5m24682.53460.5mm齿宽b3 b4(5 10)mm96mm(5 10)mm101 106mm取 b3 102mm， b4 96mm中心距 a21 (d3 d4 )1 (120 468) 294mm22：确定齿轮制造精度由前面计算知 v1.21m/ s ，查表 9-13【2】，确定齿轮第公差组为 8 级精度，第、公差组与第公差组同为8 级.按机械手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ，在其零件工作图上标记为8GJG

34、B/T100951988，大齿轮齿厚偏差为HK, 在其零件工作图上标记为： 8HKGB/T10095 1988.五、轴地设计及校核计算5.1：高速轴地设计总结之前地一些本计算阶段可能用到地数据传递功率： P13.88KW ；转速： n1960r / min ；齿轮 1（小斜齿轮）：分度圆直径 d166.7mm；齿轮宽度 b170mm，b2 60mm；12.84 （左旋）；：选择轴地材料选用最常用 45钢，正火处理，估计轴地直径小于100mm，由表13-1【2】查得：b600MPa , s300MPa ,1275MPa ,1 1400MPa：按轴所承受地扭矩初估轴地最小直径由 式 （ 13-2 ） 【 2 】 ， d C 3P，查表 13-2，nC118 107, 取 C118,（此轴为转轴，又是减速器地中间轴），则d11833.8818.80mm960又因为最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大5% ，即 d18.80 1.0519.74mm考虑到轴承为标准件，取 d24mm：联轴器地型号地选取由前面计算可知T138.60 Nm，为了保证联轴器地可靠性，我们增加50%地需用转矩，即38.601.557.90N m.还要考虑低速轴地最小直径.综合以上因素，查标准GB/T5014-1984(见表8-2【1】)，选用HL