带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器设计

1、带式运输机的圆锥圆柱减速器课程设计说明书班级：08车辆3班学号：1608080313姓名：目录1设计任务书32、装置的总体设计 33、传动件的设计计算 54、齿轮上作用力的计算 125、轴的设计计算 146、减速器箱体的结构尺寸 2310、装配图和零件图 2411、设计小结 2512、参考资料目录 251、设计任务设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的工作拉力拉力F=2200N，运送带工作速度 V=1.25m/s，卷筒直径 D=240mm。输送机连声单向运转， 载荷较平稳，使用期限为 8年，小批量生产，两班制工作运送带工作允许误差为_5%。2、传动装置的总体设计2

2、.1传动方案的拟定及说明2.1.1计算驱动卷筒的转速60"000v60"000汉1.25 “.nw99.47r/minnDtl x 2402.1.2拟定以下传动方案1 电动机2联轴器3圆锥圆柱齿轮减速器4运输带 5卷筒2.2电动机的选择2.2.1确定电动机功率PwFwVw _ 2200 1.251000 w 一 1000 0.95= 2.89Kw电动机所需功率P。按下式计算p0 =pwn式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率。根据传动特点，由表轴承=0.99弹性联轴器=0.99 锥齿轮=0.97圆柱斜齿=0.97、 、 、二 4轴承弹性联轴器锥齿轮圆柱斜齿2 4查得-0

3、.9940.970.99 0.96 =0.89电动机所需工作功率为由表2 1,取电动机额定功率PwPoPed =4Kw二289 =3.25Kw0.892.2.2确定电动机转速 由课本表1-8可知圆锥齿轮传动比i锥乞3、圆柱齿轮传动比I齿二4 6，则总传动比范围i总=i锥 i齿=（0 3） （4 6）= 0 18而卷筒转速为99.47r/min所以时机转速范围为n° pi总二99.47（0 18） =0 1790.46r /mi n960r/min 和 1440r/min。考虑到由手册表2-1可知，符合这一要求的电动机同步转速有1440r/mi n转速较高，所以这里选用960r/min

4、。其型号为丫132M 1 一62.3传动比的计算及分配2.3.1计算总传动比i 吕二戲0 =9.65nw99.47232分配传动比高速级传动比为h =0.25i= 0.25 9.65 =2.41取 ii =2.40低速传动比为i9.65“i24.02ii2.402.4传动装置动力参数计算2.4.1各轴的转速ni = n0 -:960r /minn1960n2400.00r / minii2.40n2400.00“.门399.47r / mini24.02nw = 99.47r / min2.4.2各轴的功率Pi = Po 联-3.25 0.99 = 3.22Kwp2 = p1 轴承锥齿-3.2

5、20.990.96 二 3.06 Kwp3 = p2 轴承 齿轮=3.060.990。97 = 3.00 KwPw 二 P3 轴承联=2.00 0.99 0。7 = 3.00Kw2.4.3各轴转矩小p03.25T。= 9550 也= 955032.33N mn°960pi3.22Ti9550-955032.03N mni960p23.06T2 =9550證-955073.06N mn?400.00T3 = 9550比=9550= 28803N mna99.47p2 94Tw =9550 出=9550282.27 N m%99.473、传动件的设计计算3.1高速级锥齿轮传动的设计计算3

6、.1.1、选择材料材料用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由机械设计（第八版）表面硬度 HBS1=217 255HBS2=162217HBS1 =236 HBS2HBSi -日込=46，在30 50HBS范围内，选择8级精度3.1.2、初步计算传动尺寸3d1 -4KT1Y0.85©ru(1 0.5珥)(Z EZ H )2-H )10-1得齿-190公式为因为软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计彳怖 Kt =1.3 ZE =189.8jMPa ZH =2.5 u = i2 = 2.40 ©R = 0.3小齿轮许用应力池1 =215MPa，大齿轮许用应力Lh

7、2 = 215MPa3d1'0.85 ru(1 -0.5 r)4KT12(ZeZH)2189.8 2.539041.3320300.85 0.3 2.40(1 0.50.3)2二 82.307mm3.1.3、确定传动尺寸1计算载荷系数由机械设计（第八版）查得KA =1.0齿宽蹲点分度圆直径为d mlt - d1t 1 - 0.5 R= 82.3071 -0.5 0.3二 70.015mm故兀dmitm 兀 X 70.015 汉 960“,vm13.52m / s60 1000 60 1000.25经检验精度降低一级，由机械设计(第八版) 表10-13查得，动载荷系数 Kv二1= 1.1

8、3Ka 二1，则 K=KAKvK -： =1 1.25 1.13 =1.40选齿数Z1 = 23 ,u=d.3923几连空9 100% *1%。在允许范围内2.40(2)对d1t进行修正,雀307 3 TA84.366mm(3 )选定齿数z? = UZ"）= 55.2 取 z? = 55(4 )大端模数md184.336Z123= 3.67。由机械设计(第八版)表10-13查得，取标准模数 m-4(5)大端分度圆直径为di =mz =4 23 = 92 _ 84.336mmd2 = mz2 = 4 55 = 220mm（6 ）锥顶距为R 1 ,u2 12.402 1 = 119.6m

9、m2 2（7）齿宽为b 二 rR=0.3 119.35.88mm取 b =40mm， bi =45mm3.1.4、校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为0.810.5 r)Yf_F(1) k、b、m 已知(2 )圆周力为2Tidi 1-05r2 3203092 1 -0.5 0.3= 819.18N(3)齿形数Yf和应力修正数丫sCOS J 22.4u21 =0.9230.2.4021-一 =0.38462.4021则当量齿数Z123COS"1-0.9230Z255cos 二 2-0.3846= 24.92= 143.0由机械设计(第八版)表10-5查得Yf1 =2.62，丫S1

10、 =1.59 Yf2 =214 丫S2 =1.59(4)许用弯曲应力t F1 =215MPa F2 =170MPaKFt1.40 819.180.85bm1 -0.5 r 丫”糸1 一 0.85 36 41 -0.5 .3 =45.92MPa J二 F1-F12.62 1.59KFt'F2 一 0.85bm1 -0.5 r 齐2糸21.40 819.180.85 36 4 1 -0.5 .32.14 皿=36.69MPa 一 上 F23.1.5计算锥齿轮传动其它几何尺寸hf = 1.2m 二 4.8mm2.4 =22.62.c = 0.2m = 0.8mm& =arccos =

11、 arccos Pu2 +1J2.42 +1= 67.38、.2 narccos1二 arccos 12,u2 1da1 2mcos1 = 922 4 cos = 99.40mmda2 =d 2 2mcos、2 = 220 2 4 cos、2 = 233.08mmd f1 = d1 -2.4mcos 5 = 92 -2.4 4 cos22.62 = 83.14mmdf2 = d2 -2.4mcos、.2 = 220 -2.4 4 cos67.38 = 216.31mm3.2、低速齿轮级斜齿圆柱齿轮的设计与计算3.2.1选择材料大小齿轮均选45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由机械设计（第八

12、版）表10-21 查得安全系数=1。选8级精度3.2.2初步计算因齿面闭式传动，故按下式进行设计（）T2已知（2）取Kt十（3）由机械设计（第八版）表10-7查得取齿宽d =1.2（4）由机械设计（第八版）表10-6查得弹性系数Ze =1898. MPa（5） 初选螺旋角'=13由机械设计（第八版）表10-30查得节点区域系Zh =2.44(6)齿数比u = i2 二 4.02(7)初选Z3 = 23贝廿 Z4 =uZ3 =92.46取 Z4 = 93d3t -2KT3 u 1 ZeZhu 】H2 1.4 73060 4.02 11.24.02189.8 2.44IV 580= 51.

13、4mm3.2.3确定尺寸(1)计算载荷系数v 込因60 1000二 81.184 400.0060 汉1000= 1.7m/ s由机械设计(第八版)表10-8查得Kv =0.8，Khb =1.42, Kfb =1.35(2)故载荷系数K = KAKvK K =0.8 1 1.42 1.35 = 1.53(3 )按实际载荷修正系数计算分度圆直径二 52.935mm(4 )计算模数mnmn cos ： _ 52.935 cos13. 乙 23二 2.24取 mn =3(5)计算传动尺寸mn Z3 Z4323 93a2cosP2xcos13.178.577mm取整 a = 180mmd3mZ3cos

14、口 = 70.815mmcos13d4mZ4393286.339mmcosP cos13.b 二 dd3 =1.2 70.815 =84.978mm取 b4 =85mmb3 = b4510 = 90 95 mm取 b3 = 90mm3.2.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为厂 IYfYsY 订"f bm“d3k,T3,mn,d3 已知齿宽 b = b4 二 85mm齿形系数YT和应力修正系数YSZV 3_ Z3_23cos3 ：cos313=23.863mmZV4Z4cos3 :_93cos313二 100.534 mm由机械设计（第八版）表 10-5 查得 Yf3 =2.

15、69,Ys3 “575 。 Yf4 =2.18,Ys4= 1.79由机械设计（第八版）表10-28查得螺旋角丫： "0.882KF 2bm nd3Yf3 YsY2 1.53 2880302.69 1.575 0.8890 3 70.815= 171.864 ：!一- *3F425bmnd4斗3糸3丫：_ 2 1.53 282270_ 90 3 286.339= 40.622 卜 F42.18 1.79 0.883.2.5计算齿轮传动其它几何尺寸mn端面模数mt =齿顶咼ha小齿根高hf =：hh = h全齿高a顶隙c = c m- = 3.079cos - cos13mn = 1 3

16、 = 3mmc mn = 1 0.25 3 = 3.75mmhf = 3 3.75 = 6.75mmn = 0.25 3 = 0.75mm齿顶圆直径为da3 =d3 2ha=78.315mmda4 =d4 2ha = 293.839mm齿根圆直径为df3 =d3 -2hf =70.815 -3.75 2 =63.315mmdf4 二 d4 -2hf =286.339 -3.75 2 = 278.839mm4、齿轮上作用力的计算4.1高速级齿轮传动的作用力（1）锥齿轮上的作用力为2Tidm12d1 1 -0.5 R2 疋 3203083.6231 -0.5 0.3= 901.244N其方向与力作

17、用点圆周速度方向相反 径向力为Fr1 =Ft1tan : cos、订=901.244 tan20cos22.62 =302.793N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为Fa1 = Ft1 tan : sin =901.244 tan20 sin 22.62 = 126.165N其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 法向力为Fn1 Ft1cos：901.244cos20= 959.085N（2）锥齿轮2的作用力锥齿轮2上的圆周力、径向力和轴向力与锥齿轮1上的圆周力、轴向力和径向力大小相等,作用方向相反4.2低速级齿轮传动的作用力（1）齿轮3的作用力圆周力为Ft32T2d32 73060

18、70.815= 515.851N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fr3515.851 tan 20cos13-192.693N其方向可用右手法则确定，法向力为Fa3 =Ft3ta n：? =515.851 tan 13119.094N其方向可用右手法则确定其法向力为Fn3515.851 cos 20cos13= 563.397N（2）齿轮4的作用力从动轮4各个力与主动轮3上相应的力大小相等，作用方向相反5、轴的设计计算5.1、高速轴的设计计算5.1.1选择材料因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理5.1.2初算轴径。由机械设计（第八版）表10-28

19、查得C = 106 135，故取较小C = 1155.1.3轴的结构设计（1）轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，轴承采用两端固定方式联轴器与轴段轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿两轴安装误差、隔离振动，选用弹性联轴器。由机械设计（第八版）表14-1查得，取Ka计算转矩为二 KaT| =1.5 32030 =48045N * mm按照计算，转矩Tc应该小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014 - 2003，选用TL4 dr = 25mm h =L = 62mm轴承与轴段 和的设计在确定轴段 轴径时，联轴器采用轴肩定位，由于

20、此轴段直径大于轴段 的直径，初选轴承型号为滚动轴承30306，则d2 =d =30mm，D = 62mm，T 17.25mm，此的长度要略小于轴承的宽度，所以取 L “4 =17mm轴段的设计轴段的直径要略大于轴段的直径，所以取d3 =40mm，为方便轴的固定，取l50mm轴段的设计 取此时轴径要比14小35mm，故取d5 =27mm，由于采用端面定位，长度略小于齿宽，取15 =43mm所以轴的长度 I = Il 2345 = 621750 1743 二 189mm5.1.4键连接圆锥齿轮的周向定位采用 A型普通平键连接，按 d5 =27mm由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h=8m

21、m 7mm，键槽用键槽铳刀加工，长为28mm，同时为保证齿H 7轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为k65.2、中间轴的设计计算5.2.1因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理5.2.2初算轴径。由机械设计（第八版）表10-28查得C =106135，故取较小C =115则dmin 心 P2 =115 3 貯6 = 22.66mm.n2. 400.005.2.3轴的结构设计轴的结构设计简图如下图I-1-1h/|1 ;1 111 1/r523.1由于轴段键有键连接，所以最小直径需要增加5% 即 dmin =(1+5% 科册=(1+5% 产22

22、.66 = 23.79mm所以轴段的直径取 D2 =3°mm，另由于此段采用套筒定位，所以长度应略小于齿轮的宽度，取 J =88mm523.2轴段的直径按需要略小于轴段的直径，取Di =25mm，查表，轴承型号为30205,查得内径d =25mm,外径D =52mm,总宽度T -16.25mm，所以取轴段直径 di =25mm，由于轴段齿轮采用套筒定位，所以轴段的长度应为h二T T套筒，取套筒长度1套筒"5mm。所以li =32mm5.2.3.3轴段为轴段基础上的加上两位的定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度h =5mm所 同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与

23、轴的配合为以d3= 35mm，长度取l3 二 20mm5.2.3.4轴段直径同轴段，轴长度略小于齿宽，取l43mm。轴段同轴段,l5 = l1 = 32mm5.2.3.5所以轴的尺寸l =li l2 l3 l4 l5 =3288 2043 32 = 195mm画出装配草图后，测量得5.2.4键连接圆锥齿轮的周向定位采用L1 = 69mm, L2 = 78mm, L3 = 54mmA型普通平键连接，按d5二27mm由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b hNmm 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，525轴的受力分析525.1画轴的受力简图轴的受力简图如图所示525.2计算支承反力已知

24、 dm2 二 1-0-5 R d209mm在水平面上为dm2 d3RihFt3 L2 L3 Fr2L3Fa2 于Fa3LiL2L3Hlk670.8152515.8517854 -302.793 54 126.165 竺 119.094MaH 二 MaHFa3 空= -23736 119.094 70815 =-19571.3N2 2b - b剖面右侧为M 讯-1R2HL3 =527.7 54 =28495.8N * mmM bH= MbHd2= 28495.8 -126.165 220 =14617.7 N2在垂直平面上为M aV = R1/ L1 =580.9 69 =40082.1 N *

25、 mmM bV =R2VL3 =822.2 54 =44398.8N * mm合成弯矩，a -a剖面左侧为Ma =M；h M ；v =237362 40082.12 =46583.0N *mma -a剖面左侧为Ma=MaH M j；V - <1957.32 40082.12 =40129.9N mmb - b剖面左侧为Mb =、MbH M = .14617.7244398.82 二 46743.2N *mmb - b剖面右侧为Mb=；M Uh M b/ = 28495.8244398.8 52756.6N * mm5.2.5.4画转矩图转矩图如图所示5.2.6校核轴的强度虽然a a剖面左

26、侧弯矩大，但 a a剖面右侧除作用有弯矩外还有转矩，其轴颈较小，故 a _a剖面两侧均有可能为危险面，故分别计算a a剖面的抗弯截面系数。dfbt d2 -t2d273038 430" = 2636.7mm32 30抗扭截面系数为d|bt d2t $二 3032d2168 430 一 4 二 4994.8mm32 30a _a剖面左侧弯曲应力为46583.02636.7=17.7MPaa-a剖面右侧弯曲应力为40129.92636.7=15.2MPa扭剪应力为T2 _ 73060Wt - 2636.7= 27.7MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴， 转矩按脉动循环处

27、理， 故取折合系数 - =0.6则当量应力为6 = ”；b24 ： 2 15.2240.6 27.7 2 二 36.6MPa二e "b，故a a剖面右侧为危险截面由表查得，45钢调质处理抗拉强度极限匚b =650MPa，则由表查得轴的许用弯曲应力l = 60MPa，二e ：故满足强度要求5.2.7校核键的连接强度齿轮2处键连接的挤压应力为4T2d4hl7306030 7 28= 12.4MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表查得匕L =125150MPa，匚p "匕P，强度足够,齿轮3处的键强度也足够5.2.8校核轴承寿命5.2.8.1计算轴承的轴向力由手册30205轴承查

28、得C32200N，C0r =37000Ne=0.37，丫刊.6由手册查得30205轴向力计算公式，则轴承 1、2的内部轴向力分别为S2 二2Y629.92 1.6977.02 1.6= 196.8N-305.3N外部轴向力A=Fa3-Fa2 = 119.094 -伽165 = 7/N。各轴向力方向如图所示,则两轴承轴向力分别为Fai = S2，A=312.4NFa2 二 S2 =196.8N5.2.8.2计算轴承1的当量动载荷a2因Ri : R2 , Fa1 ： Fa2，故只需校核轴承承2的当量载荷2的寿命。因R2196.8977.0=0.20 ： e，同轴p = R2 =977.0Nfp =

29、 1.5轴承在100cC以下工作，查手册得fT二1。对于减速器，查手册得载荷系数轴承1寿命为5.2.8.3校核轴承寿命1010106( U 32200 卫x |60x400.00 J.5x 977.0 丿减速器预期寿命为=1237910hLh = 2 8 300 8h =38400hLh Lh，故轴承寿命足够/.调质处理-1205.3、低速轴的设计计算531选择材料因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢, 5.3.2初算轴径。由机械设计（第八版）表10-28查得C = 106 135，载荷不大，故取C-1120 3.2296037.353mmd 37.353H3%

30、5%38.474 39.221mm5.4.3轴的结构设计，5.4.3.1轴承部件的结构设计所以1B 1套筒=1415 二 29mm5.4.3.2为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，采用和端轴承固定方式，由最小直径d = 38.474 39.221mm，取d? = 45mm，由b4 = 85mm，齿轮采用套筒定位，长度略小于齿宽，取12 = 80mm。5.4.3.3轴段和轴段和用轴承定位，其直径略小于d2=40mm，查表取用角接触套筒长度取1套筒"5亦，球轴承，型号为7007C，di =d =35mm，由于轴段套筒定位,5.4.3.4轴段轴段的用于定位齿轮，直径略大于d2

31、 "Omm，所以取d3 =45mm，13 = 10mm5.4.3.5轴段 由于低速轴和中间轴的长度对称，轴承之间长度相等，所以轴段和之间长度相等，所以13 =41mm，为节省材料，取d3 =45mm5.4.3.6轴段，为了便于安装，轴段直径略小于轴段，所以d30mm，长度取16 = 30mm5.4.3.7轴段轴段采用弹性联轴器，根据= 288.03N m，选取仇7，联轴器，长度Y =112mm,直径 d28,1110mm图形如下6、减速器箱体的结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度0.0i25(d mi+d mi)+i8i0箱盖厚度S i0.0i(d mi+ dm+i88箱盖凸缘厚度b

32、ii.5 S ii2箱座凸缘厚度bi.5 Si5箱座底凸缘厚度b22.5 S25地脚螺钉直径df0.0i8( dmi+dm2) +iMi6地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联结螺栓直 径didi=0.75 dfMi2盖与座联结螺栓直 径d2d2= (0.5 L 0.6 ) dfMi0轴承端盖螺钉直径d3d3= (0. 4 I 0.5 ) d fM8视孔盖螺钉直径d4d4= ( 0.3 L 0. 4) d f6定位销直径dd = ( 0.7 L 0.8 ) d28df，di，d2至外箱壁的距离Ci查手册表ii 222 i8 i6df，d2至凸缘边缘距离C 2查手册表ii 220i4外箱壁至轴承端面距离lili =Ci +C2+ (5 i0)40大齿轮顶圆与内相 壁距离>1.2 a18齿轮端面与内箱壁距离心2心2 石15箱盖，箱座肋厚m!, mmt 0-8r1, a； 0.85cr1013轴承端盖外径D2D2 = D +5d 3150 （高速轴）130 （中间轴）125 （低速轴）轴承旁联结螺栓距 离SS生D2120 （高速轴）112 （中间轴）125 （低速轴）7、减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽M36 2 , a型压配式圆形油标 A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫 M14".5,