带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书综述

1、设计人:00四年一月目录一.设计任务二.传动方案的分析与拟定三.电动机的选择四.传动比的分配及动力学参数的计算五.传动零件的设计计算六.轴的设计计算七.键的选择和计算八.滚动轴承的选择及计算九.连轴器的选择十.润滑和密封方式的选择，润滑油的牌号的确定十一.箱体及附件的结构设计和选择十二.设计小结载荷特性工作年限平稳 5 年 (单班 )序号F(N)V(m/s)D(mm)生产规模工作环境3130000.45420单件室内二.传动方案得分析拟定:方案 2.高速级,低速级,外传动为圆柱齿轮传动 .方案1.外传动为带传动,高速级和低速级均均为圆柱轮.方案的简要对比和选定：两种方案的传动效率，第一方方案稍

2、高.第一方案，带轮会发生弹性滑动，传动比不够精确.第二方案用齿轮传动比精确程度稍高.第二方案中外传动使用开式齿轮，润滑条件不好，容易产生磨损胶合等失效形式，齿轮的使用寿命较短.另外方案一中使用带轮，可用方便远距离的传动.可以方便的布置电机的位置.而方案二中各个部件的位置相对比较固定.并且方案一还可以进行自动过载保护.综合评定最终选用方案一进行设计.三.电动机的选择：计算公式：工作机所需要的有效功率为：P=Fv/1000从电动机到工作级之间传动装置的总效率为：.连轴器ri1=0.99.滚动轴承ri=0.98闭式圆柱齿轮/三混:药一板一彳4一%V 带 ri =0.95 计算得要求： 运输带有效拉力

3、为 工作机滚筒转速为 工作机滚筒直径为运输机ri =0.96工作机所需有效功率为： 传动装置总、效率为:13000 N 0.45r/min420 mm 5.85 kw 0.7835701电动机所需功率为：7.4KW由滚筒所需的有效拉力和转速进行综合考虑电动机的型号为：Y160M-6电动机的满载转速为：960r/min四.传动比的分配及动力学参数的计算滚筒转速为：20.4r/min总传动比为46.91445去外传动的传动比为3.5.则减速器的传动比为：-=46.9/3.5=13.4又高低速级的传动比由计算公式：得减速器的高速级传动比为:4.1.低速级为:3.2各轴转速为：理o福1=泡吗,=274

4、.2r/min，-=65.7r/min.-=20.4r/min各轴输入功率为-二7KW-=6.7KW三-口.一=6.4KW各轴输入转矩为''''_r6_J_=246945.9Nmm_：匕匚：二979920N.mm，二0二L=991136Nmm3班五.传动零件的设计一.带传动的设计：(1)设计功率为Pc=KaP=1X7.5=7.5.根据Pc=7.5KW,n1=274.2857r/min，初步选用B型带小带轮基准直径取Dd1=125mm盟12742857(4)验算带速vV =.7n60000Dd2=而Dd1(1-e)=6交QX125X-(3.02)mm=437.5m

5、m：i一：一-=6.283185m/s60000(5)确定中心距及基准长度初选中心距a0=780mm符合:0.7(Dd1+Dd2)<a0<2(Dd1+Dd2)得带基准长度Ld= 2a0 +(Dd1+Dd2) +=2X780 + , (125+450) +2(Dd2-Ddl) X (Dd2-Ddl)4a0mm=2500mmLd . X (Ddl+Dd2) A =-=399.1mmB =二， =13203.1mm25002(125 45。)48=：'.''；一二8取a=781.5mm(6)验算小带轮包角alDd2_Dd，a1=180°义"支5

6、7.30=156.1709>12在要求范围以上，包角合适(7)确定带的根数Z因Dd1=125mm,i=3.5,V=6.2P1=1.75KWAP=.17KW因a=156.1709°,Ka=.95因Ld=2500mm,PcKaPcP(Pl+APl)RctKZ4=取Z=4(8)确定初拉力F0及压轴力FQ1X7.5(1,75+17)X.95x1.03F。=5005长.)月J=250=1958.131N高速级圆柱齿轮传动设计结果1)要求分析(1)使用条件分析传递功率：P1=7.092537kW主动轮转速：n1=274.2857r/min齿数比：u=4.17437

7、转矩T1=9.55106a=9.55106圆周速度：估计v4m/sni7.092537=246945.9274.2857属中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动2)设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案，包括:一组基本参数：m、z1、z2、x1、x2、8主要几何尺寸：di、d2、a、等选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力选择齿轮材料、热处理方式按使用条件，可选用软齿面齿轮，也可使用硬齿面齿轮，具体选择方案如下:小齿轮：45,大齿轮：45,(2)确定许用应力a.确定极限应力调质，硬度范围229-286正火,硬度范围169-217o-Hlim和o-Flim小齿轮齿面硬度为25

8、0大齿轮齿面硬度为200(rHlim1=720,(rHlim2=610(rFlim1=26QaFlim2=180b.计算应力循环次数N,确定寿命系数Z_N、Y_NN1=60an_1t=601X274.28578=2.369828E+08N12.369828E+08N2=5.6774.17437Z_N1=1Z_N2=1;Y_N1=1,Y_N2=1。c.才算许用应力SHlim=1.3,SFlim=1.6.CTHP1HlimZn7201=MPa=533.MPa1.3cHP2°Flim2ZN2SFmin260?2?1MP=325MPa1.6crHP2s°Flim2ZN2Fmin61

9、01MPa=469.23MPa1.3180C2 11.6MPa = 225MPaFlFlim2Y_STY_N2二FP2-SFmin3)初步确定齿轮的基本参数和类型(1)选择齿轮类型根据齿轮的工作条件，可选用直齿圆柱齿轮传动，也可选用斜齿圆柱齿轮传动，若为直齿圆柱齿轮，可将螺旋角设为0(2)选择齿轮精度等级按估计的圆周速度，由表3-5初步选用8精度(3)初选参数初选：B=15,°z1=22,z2=z1>U=224.17437=92。x1=0,x2=0,巾d=0.8Z_H=2.45;Z_E=188.9，MPa取Ze=0.87Z0二cos：=.COS15=0.9828153(4)初步

10、计算齿轮的主要尺寸由于选用软齿面齿轮的方案，该齿轮应先按接触强度设计，然后校核其弯曲强度根据接触强度的设计公式应先计算小齿轮的分度圆直径d1,计算d1前,还需首先确定系数：K、Z_H、Z_E、Z0、Ze。K_A=1,取Kv=1.1,取K0=1.05,取Ka=1.1WJK=K_AKvKKa=1X1.1X1.05X1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z0、Ze的值取初选值瓦步计算出齿轮的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸出二25Io派明 h=88.4mmt3?i cos . 一 0，一.= = =88.4 Cos15 /22 mm = 4mm与取标准模数mn= 4mm则a= : =4/2co

11、s15 mm = 236.043mm2 cos §圆整后取：a= 240mm修改螺旋角：B ="匚0竺曰88.4?cos1522=18° 11' 41-arc cosmarc cos?2 .2acos181141=92.63158齿轮圆周速度为:n1 -：d1 _ 274.2857 i 92.63158 v =6000060000m/s=1.330335m/s与估计值相近。b=WdXd1=.8X92.63158=74.1mm取b2=75mmb1=b2+(510)mm=80mm(5)验算齿轮的弯曲强度条件。计算当量齿数：_Z1_Zv1=焉=25.6597Zv

12、2=107.3043_cos3_得Y_FS1=4.25,Y_FS2=3.9。取Ye=.72丫6=0.9计算弯曲应力2KT1(t!=Y_FS1YeY0=62.18564MPa<325bdlmlY_FS2(TF2=(TF-=57.06447MPa<225Y_FS1该方案合格。小ir分度圆直径mm92.63158大四分度圆直径mm387.3684小齿齿顶圆直径mm100.6316大齿齿顶圆直径mm395.3684小凶凶根圆直什mm82.63158大四四根圆直什mm377.3684、凶凶范mm80AlAlIA1Mmm75中心距mm240螺旋角018.19487低速级圆柱齿轮就传动设计结果1

13、)要求分析(1)使用条件分析传递功率：P1=6.742166kW主动轮转速：n1=65.70708r/min齿数比：u=3.2110546.74216665.707086P16转矩：T1=9579920-9.55106圆周速度：估计v<4m/sni属中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动(2)设计任务包括:确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案,一组基本参数：m、z1、z2、x1、x2、秋巾d主要几何尺寸：d1、d2、a、等2)选择齿轮材料、热处理方式及计算许用应力(1)选择齿轮材料、热处理方式按使用条件，可选用软齿面齿轮，也可使用硬齿面齿轮，具体选择方案如下所示：小齿轮：4

14、5，调质，229-286大齿轮：45，正火，169-217(2) 确定许用应力a.确定极限应力o-Hlim和o-Flim小齿轮齿面硬度为250大齿轮齿面硬度为200(THlim1=720(THlim2=610(TFlim1=260(TFlim2=180b. 计算应力循环次数N，确定寿命系数Z_N、Y_NN1=60an_1t=601>65.707088=5.677092E+07N15.677092E+07N2=1.767984E+07u3.211054Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。c. 计算许用应力取S_Hlim=1.3，S_Flim=1.6。(THlim1Z_N1

15、720X(tHP1二=MpaS_Hmin1.3=553.8462MPa(TFlim2Z_N2610X1(THP2=MpaS_Fmin1.3=469.2308MPa(TFlim1Y_STY_N1260>2M(TFP1=MPaS_Fmin1.6=325MPa6Flim2Y_STY_N2180C2X1bfp2=MPaS_Fmin1.6=225MPa3) 初步确定齿轮的基本参数和类型(1) 选择齿轮类型根据齿轮的工作条件，可选用直齿圆柱齿轮传动，也可选用斜齿圆柱齿轮传动，若为直齿圆柱齿轮，可将螺旋角设为0(2) 选择齿轮精度等级按估计的圆周速度，初步选用8精度(3)初选参数初选：B=15,

16、76;Z1=28,Z2=Z1Xu=28>3.211054=90=X1=0,X2=0,巾d=0.8Z_H=2.45;Z_E=188.9，MPa取Ze=0.87ZB=，cosB=Vcos150=0.9828153(4)初步计算齿轮的主要尺寸由于选用软齿面齿轮的方案，该齿轮应先按接触强度设计，然后校核其弯曲强度根据接触强度的设计公式应先计算小齿轮的分度圆直径di，计算di前,还需首先确定系数：K、Z_H、Z_E、Z0、Ze。得K_A=i,取Kv=1.1,取K0=1.05,取Ka=1.1WJ:K=K_AKvKKa=1X1.1X1.05X1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z0、Ze的值取初选值初

17、步计算出总的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸出二仔若丹2丁I b透 口=142.6d1cos0mn=z1142.6 Cos15°mm28=5mm取标准模数mn=5mm则mn5a=(z1+z2)=mm2cosB2cos15°=305.4065mm圆整后取：=305mm修改螺旋角：mn(z1+z2)5Q8+90)B=arcco-=arccos2a2X305=14°42'44mnXz15>28d1=mmcosBcos14°42'44=144.7458齿轮圆周速度为：n1兀d165.70708X兀X144.7458v=m/s6000

18、060000=0.4979855m/s与估计值相近。b=WdXd1=0.8144.7458=115.7mm取b2=120mmb1=b2+(510)mm=125mm(5)验算齿轮的弯曲强度条件。计算当量齿数：Zv1=Z1=30.945_cos3Zv2=_Z27T=99.4663_cos3Y_FS1=4.1,Y_FS2=3.9。取Ye=0.72Yp=0.9计算弯曲应力一(TF1=2Kti=Y_FS1YeYP=76.17229MPa<325bd1ml_Y_(TF2=(TF1YFS2=72.45657MPa<225MpaY1_FS1该方案合格。小齿分度圆直径mm144.7458大四分度圆直

19、径mm465.2542小齿齿顶圆直径mm154.7458大齿齿顶圆直径mm475.2542小凶凶根圆直什mm132.2458大凶凶根圆直什mm452.7542'凶凶范mm125AlAlIA1Mmm120中心距mm305螺旋角014.71234六.轴的设计计算1、选择轴的材料：在减速器中有三根轴，传递的功率都属于中小型功率，故轴的材料可选择45钢，经调质处理，其机械性能及许用应力查表得：E=650MPa?J=360MPa,-.=300MPa,-.=155MPa,二=60MPa。2.初算最小施径：,3厘高速轴的最小轴径为.=34.77551mm中间轴的最小轴径为.J：=55.0558mm低

20、速轴的最小轴径为=79.8641mm3、轴的结构设计按工作要求，轴上所支承的零件主要有带轮，齿轮，挡油盘及滚动轴承。齿轮和带轮通过平键周向定位，齿轮的轴向通过轴环和挡油盘定位固定，带轮的轴向通过轴肩定位。轴的受载简图如下：各个力的计算过程如下：高速轴的水平受力：R_hc=(-F_t1(L0-L1)+F_t2(L0义L2)/L2=-3914.8623853211(N)R_hd=-(R_hc+F_t1+F_t2)=-1419.1376146789(N)M_h1=L1XR_hc=-340593.027522936(Nmm)M_h2=L2a_hc+F_t142-L1)=-6.0026650317013

21、3E-11(Nmm)高速轴的竖直受力：Fa1-Fa2Fr2L0-FML1=2448.56574923547(N)Rvd=22一L2R_vc=F_r2F_r1-R_vd=-2534.56574923547(N)M_v1=L1a_vc=-220507.220183486(NmnM_a1=d1/2F_a1=71955(Nmm)M_v2=L2a_vc+F_r1(L2-L1)+M_a1=-266288(Nmm)<M_a2=d2/2F_a2=0(Nmm)R_c=2JRhc2+R_vc2=4663.70786319208(N)R_c=2jRvd2+R_Vd2=2830.0928956(N)高速轴的扭矩

22、：Tc=0Td=246945(Nmm)T1=246945(Nmm)T2=246945(Nmm)高速轴的合成弯矩：M_1_1=,MM2+m/=405742.584097711(Nmm)FaiFa2鉴Fr2L0一F”L1M_1_2 =371579.564183342(N mm)22M_2_1=q'Mh22+(Mv2)2=266288(Nmm)M_2_2=Jm_a22=0(Nmm)高速轴的弯扭合成：折合系数a=0.6M_cac=个(a/Tc)2=0(Nmm)M_ca1_1=2/m1jl2+aMT,2=431949.654982253(Nmm)M_ca1_2=gM_2UT,2=400031.0

23、39305305(Nmm)M_ca2_1=3M-2均/工2=148167(Nmm)M_ca2_2=0(Nmm)M_cad=加,2+aMT22=304733.914806016(Nmm)画出弯矩图：查看扭矩图查看弯ffi合成图j "工 nTTJn-IJ 13111Tin TT ET工 H T.4由此可以得出危险截面的位置其内径为60mm高速轴的强度校核：危险截面处弯矩M=266288危险截面处扭矩T=246945扭矩修正系数a=0.6当量弯矩Mca=2M2aT2=304733.9(Nmm)许用应力打_1=95MPa考虑键槽的影口仄查附表6-8计算抗弯截面模量Wa抗弯截面摸量Wa=166

24、99.08Mca计算应力ca=18.24854Wa因o-ca<o-_1故安全高速轴的安全系数校核：(1)截面上的应力危险截面处弯矩M=266288危险截面处扭矩T=246945.9弯曲极限(r_1=255扭剪极限r_1=140抗弯截面摸量Wa=33673.95抗扭截面摸量Wt=67347.89M266288弯曲应力幅(Ta=-=7.907835MPaWa33673.95T246945.9扭剪应力幅ra=-=1.83336MPa2WT67347.89根据应力变化规律确定erm、tm弯曲平均应力(rm=7.907835MPa扭剪平均应力rm=0MPa材料的疲劳极限轴材料为45根据轴材料，取巾

25、a=.1,5巾p=.08(3)危险截面的应力集中系数k_(t=1.76k_r=1.54(4)表面状态系数及尺寸系数B=.95£_(T=.78e_T=.74(5)考虑弯矩或扭矩作用时而安全系窥=14.76268-cc-Sa=Sa-k；-.二a,彳：m=34.85899Sca=SS=13.5939>S=1.652S2s2故安全中间轴和低速轴的校核方法同上.经过计算的也合格.七.键联接的选择位置轴径mm型号键长mm键宽mm接触高mm高速轴60A50187中间轴85A63229低速轴110A100281090A110259高速轴键的校核：转矩T=246945轴径d=60平键型号为：A平

26、键接触长度l=32平键接触高度k=4.4联结类型为动联结许用压强P=1502T计算压强P=58.46236dlk因P<P动联结平键强度校核合格八.滚动轴承选择和校核经过分析可得各个轴均须承受一定的轴向力，故考虑选择角接触球轴承由各个轴的结构尺寸可查表可以选择：高速轴选7213C,中间轴选7218C,低速轴选7220C在此仅以高速轴的滚动轴承为典型进行校核径向力和轴向力的计算公式为：户用二）衣理+衣期月b=+氏磔_%6_/_FrQj=Qn-=:设计需求：轴承工作时间为14400小时额定动负荷Cr=53800N额定动负荷C0r=46000N轴承负荷系数fp为1.1温度系数ft1轴承1当量动负

27、荷为K=力（均月1+"&）=2519.94605542088N轴承2当量动负荷为舄=（&%!+右或"=4600.904151896N由公式：z=计算得:*60邦耳轴承1计算寿命为591931.27小时轴承2计算寿命为97255.79小时九.联轴器的选择选用弹性连轴器：轴径为90mm公称转矩：2800N.m2c95X95选用TL11-GB4323-84主动端：J型轴孔，A型键槽，95mm,=132mm从动端：J1型轴孔，A型键槽，95mm,=132mm十.润滑和密封方式的选择，润滑油的牌号的确定所有轴承用脂润滑，滚珠轴承脂ZG69-2；齿轮用油润滑，并采用油池

28、润滑的方式，牌号CKC150;这样对所有的轴承都要使用铸造挡油盘。轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈十一.箱体及附件的结构设计和选择1) .减速器结构:减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2) .注意事项:1 .装配前,所有的零件用煤油清洗,箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料;2 .齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm低速级侧隙也不应小于0.211mm;3 .齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm.齿面接触斑点高度45%,长度60%;4 .角接触球轴承7213C,7218C,7220c的轴向游隙均为0.100.15mm,用润滑脂润滑.5 .箱盖与接触面之间禁止用任何垫片,允许涂密封胶和水玻璃.各密封处不允许漏油;6 .减