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axy

1、 设计人:伍志刚二 0 0四 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. 设计小结十三. 参考资料一 设计任务书设计题目：设计带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器。序号F (N)V (m/s) D (mm) 生产规模 工作环境 载荷特性 工作年限3 13000 0.45 420 单件 室内 平稳 5年(单班)二.传动方案得分析拟

2、定:方案1. 方案2.外传动为带传动,高速级和低速级均 高速级,低速级,外传动均为圆柱轮. 为圆柱齿轮传动. 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=F·v/1000

3、从电动机到工作级之间传动装置的总效率为 连轴器1=0.99. 滚动轴承=0.98 闭式圆柱齿轮=0.97.V带=0.95 运输机=0.96计算得要求:运输带有效拉力为: 13000 N工作机滚筒转速为: 0.45r/min工作机滚筒直径为: 420 mm工作机所需有效功率为: 5.85 kw传动装置总效率为: 0.7835701电动机所需功率为: 7.4 KW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: 960 r/min四.传动比的分配及动力学参数的计算:滚筒转速为: 20.4 r/min总传动比为 46.91445去外传动的传动比为3.5.

4、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： =274.2r/min =65.7 r/min =20.4r/min各轴输入功率为 =7 KW =6.7 KW =6.4 KW各轴输入转矩为 = 246945.9 N·mm =979920 N.mm =991136 N·mm 五 .传动零件的设计一.带传动的设计:(1)设计功率为 Pc=KaP=1×7.5=7.5(2)根据Pc=7.5KW, n1=274.2857r/min ,初步选用B 型带(3)小带轮基准直径取Dd1

5、=125mm Dd2= Dd1(1-)= ×125×(1-0.02) mm = 437.5mm (4)验算带速v v = = = 6.283185m/s (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) + =2×780 + (125+450) + mm= 2500mmA = - = = =399.1mm B = = =13203.1mm取a=781.5mm(6)验算小带轮包角1 1=180° × × 57

6、.3°= 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=6.2 P1=1.75KW P=.17KW 因=156.1709°, K=.95因Ld=2500mm , Z = = 取Z=4(8)确定初拉力F0及压轴力FQ =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 转矩T1= =246945.9圆周速度：估计v4m/s属中速、中载、重要性和可靠性一般的齿轮传动(

7、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、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：小齿轮：45 ，调质 ，硬度范围 229-286 大齿轮：45 ， 正火 ，硬度范围169-217 (2) 确定许用应力a. 确定极限应力Hlim和Flim 小齿轮齿面硬度为250 大齿轮齿面硬度为200 Hlim1=720，Hlim2=610 Flim1=260，Flim2=180b. 计算应力循环次

8、数N，确定寿命系数Z_N、Y_N N1 =60an_1t = 60×1×274.2857×8=2.369828E+08 Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。c. 计算许用应力 3) 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：= 15°，z1= 22，z2= z1×u = 22×4.17437=92。x1=0，x2=0，d=0

9、.8Z_H = 2.45；Z_E = 188.9MPa ；取Z =0 .87Z= = =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d1，计算d1前，还需首先确定系数：K、Z_H、Z_E、Z、Z。K_A=1，取Kv=1.1，取K=1.05，取K=1.1则 K=K_AKvKK=1×1.1×1.05×1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z、Z的值取初选值初步计算出齿轮的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸 =88.4mm = =88.4×

10、;cos15°/22 mm = 4mm取标准模数mn= 4mm 则a= =4/2cos15° mm = 236.043mm 圆整后取：a= 240mm修改螺旋角： = = =18°1141 = 92.63158齿轮圆周速度为： v = m/s = 1.330335m/s与估计值相近。 b=d×d1=.8×92.63158 =74.1mm 取b2=75mm b1=b2+(510)mm=80mm(5)验算齿轮的弯曲强度条件。计算当量齿数： Z_v1= =25.6597 Z_v2= =107.3043 得Y_FS1=4.25，Y_FS2=3.9。取Y

11、=.72，Y=0.9计算弯曲应力 2KT1 F1= -=Y_FS1YY=62.18564MPa<325 bd1m1 Y_FS2 F2=F1 -=57.06447MPa<225 Y_FS1该方案合格。小齿分度圆直径 mm 92.63158大齿分度圆直径 mm 387.3684小齿齿顶圆直径 mm 100.6316大齿齿顶圆直径 mm 395.3684小齿齿根圆直径 mm 82.63158大齿齿根圆直径 mm 377.3684小齿齿宽 mm 80大齿齿宽 mm 75中心距 mm 240螺旋角 ° 18.19487低速级圆柱齿轮就传动设计结果1) 要求分析(1) 使用条件分析

12、传递功率：P1=6.742166kW 主动轮转速： n1=65.70708r/min齿数比：u=3.211054转矩： T1= =979920圆周速度：估计v4m/s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、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：45 ，调质 ，229-286 大齿轮：45 ，正火 ，169-217 (2) 确定

13、许用应力a. 确定极限应力Hlim和Flim 小齿轮齿面硬度为250 大齿轮齿面硬度为200 Hlim1=720，Hlim2=610 Flim1=260，Flim2=180b. 计算应力循环次数N，确定寿命系数Z_N、Y_N N1 = 60an_1t = 60×1×65.70708×8=5.677092E+07 N1 5.677092E+07 N2= - = - = 1.767984E+07 u 3.211054Z_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。 Hlim1Z_N1 720

14、5;1HP1= - = - Mpa S_Hmin 1.3 =553.8462MPa Flim2Z_N2 610×1HP2= - = - Mpa S_Fmin 1.3 =469.2308MPa Flim1Y_STY_N1 260×2×1FP1= - - = - MPa S_Fmin 1.6 =325MPa Flim2Y_STY_N2 180C2×1FP2=-= - MPa S_Fmin 1.6 =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

15、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：= 15°，Z1= 28，Z2=Z1×u =28×3.211054=90。X1=0，X2=0，d=0.8Z_H = 2.45；Z_E = 188.9MPa ；取Z =0 .87 Z=cos = cos15° =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d1，计算d1前，还需首先确定系数：K、Z_H、Z_E、Z、Z。 得K_A=1，取Kv=1.1，取K

16、=1.05，取K=1.1则： K=K_AKvKK=1×1.1×1.05×1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z、Z的值取初选值初步计算出齿轮的分度圆直径d1、mn等主要参数和几何尺寸 =142.6 d1cos 142.6×cos15° mn= - = - mm z1 28 = 5mm取标准模数mn= 5mm 则 mn 5 a= - (z1+z2) = - mm 2cos 2cos15° = 305.4065mm圆整后取：= 305mm修改螺旋角： mn(z1+z2) 5 ×(28+90) =arc cos - -= arc

17、cos - 2a 2×305 =14°4244 mn×z1 5×28 d1= - - = - mm cos cos14°4244 = 144.7458齿轮圆周速度为： n1d1 65.70708××144.7458 v = - - = - m/s 60000 60000 =0 .4979855m/s与估计值相近。 b=d×d1=0.8144.7458 =115.7mm 取b2=120mm b1=b2+(510)mm=125mm(5)验算齿轮的弯曲强度条件。计算当量齿数： Z_v1= Z_v2= Y_FS1=4.1，

18、Y_FS2=3.9。取Y=0.72， =0.9计算弯曲应力 F1= = Y_FS1Y=76.17229MPa<325F2=F1= =72.45657MPa<225Mpa 该方案合格。小齿分度圆直径 mm 144.7458大齿分度圆直径 mm 465.2542小齿齿顶圆直径 mm 154.7458大齿齿顶圆直径 mm 475.2542小齿齿根圆直径 mm 132.2458大齿齿根圆直径 mm 452.7542小齿齿宽 mm 125大齿齿宽 mm 120中心距 mm 305螺旋角 ° 14.71234六. 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

19、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： =650MPa, =360MPa, =300MPa, =155MPa, =60MPa。2. 初算最小轴径:高速轴的最小轴径为 = 34.77551mm 中间轴的最小轴径为 = 55.0558mm低速轴的最小轴径为 = 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) +

20、 F_t2 × (L0 - L2) / L2 = -3914.8623853211 (N)R_hd = -(R_hc + F_t1 + F_t2) = -1419.1376146789(N) M_h1 = L1 × R_hc = -340593.027522936(N×mm)M_h2 = L2 × R_hc + F_t1 × (L2 - L1) = -6.00266503170133E-11(N×mm)高速轴的竖直受力：R_vd = = 2448.56574923547(N)R_vc = F_r2 - F_r1 - R_vd = -2

21、534.56574923547(N)M_v1 = L1 × R_vc = -220507.220183486(N×mm)M_a1 = d1 / 2 × F_a1 =71955(N×mm)M_v2 = L2 × R_vc + F_r1 × (L2 - L1) + M_a1 =-266288(N×mm)M_a2 = d2 / 2 × F_a2 = 0(N×mm) R_c = = 4663.70786319208(N) R_c = = 2830.0928956(N)高速轴的扭矩：Tc = 0Td = 24694

22、5(N×mm)T1 = 246945(N×mm)T2 = 246945(N×mm)高速轴的合成弯矩：M_1_1 = = 405742.584097711(N×mm)M_1_2 = = 371579.564183342(N×mm)M_2_1 = = 266288(N×mm)M_2_2 = = 0(N×mm)高速轴的弯扭合成：折合系数a =0 .6M_cac = = 0(N×mm) M_ca1_1 = = 431949.654982253(N×mm)M_ca1_2 = = 400031.039305305(N

23、×mm)M_ca2_1 = = 148167(N×mm)M_ca2_2 = 0(N × mm)M_cad = = 304733.914806016(N×mm)画出弯矩图: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 = 0.6当量弯矩 Mca = = 304733.9(N×mm)许用应力 _1 = 95MPa考虑键槽的影响，查附表6-8计算抗弯截面模量Wa抗弯截面摸量 Wa = 16699.08 Mca计算应力 ca = - = 18.24854

24、 Wa因 ca_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 _1 = 255扭剪极限 _1 = 140抗弯截面摸量 Wa = 33673.95抗扭截面摸量 Wt = 67347.89 M 266288弯曲应力幅 a = - = - = 7.907835MPa Wa 33673.95 T 246945.9扭剪应力幅 a = - = -= 1.83336MPa 2WT 67347.89根据应力变化规律确定m、m弯曲平均应力 m = 7.907835MPa扭剪平均应力 m = 0MPa(2) 材料的疲劳极限轴

25、材料为45 根据轴材料，取=.15，=.08(3)危险截面的应力集中系数 k_=1.76，k_=1.54(4)表面状态系数及尺寸系数 =.95 _=.78，_=.74(5)考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数 S = = 14.76268 S= = 34.85899Sca = = 13.5939> S = 1.65 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 = 150 2T计算压强 P = -= 58.46236 dlk因 PP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: : 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ft为 1轴承1当量动负荷为

27、= 2519.94605542088N轴承2当量动负荷为 =4600.904151896N由公式: 计算得: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.m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

28、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.减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围7.减速器外表