机械设计课程设计带式运输机的传动装置设计

1、题目学院专业机械设计课程设计说明书二级圆锥圆柱减速器的传动机构设计 机电工程学院机械设计制造及其自动化班级学号20121512013；完成人：孙建刚 指导老师：张珊完成日期：亠、设计任务书 31、工作条件32、原始数据33、设计内容3二、传动系统的方案设计 41、传动系统地方案设计 4三、电动机的选择 51、选择电动机的类型52、选择电动机的容量 53、确定电动机的转速6四、传动系统的运动和动力参数的计算 71、分配各级传动比 72、各轴转速 73、各轴输入功率 74、 各轴输入转矩7五、 传动零件的计算 81、 圆锥直齿齿轮传动的计算8(1) 选择齿轮材料和精度等级 8(2) 按齿面接触疲劳

2、强度设计 8(3) 校核齿根弯曲疲劳强度 102、 圆柱斜齿齿轮传动的计算12(1) 选择齿轮材料、精度等级和齿数 12(2) 按齿面接触疲劳强度设计 一13(3) 按齿根弯曲强度设计 14六、轴的计算 161、I轴的计算 16(1) 初估轴的最小直径16(2) 轴的结构设计 17(3) 求轴上的载荷 17(4) 按弯扭合成应力校核轴的强度 182、U轴的计算 18(1) 求作用在齿轮上的力 一一18(2) 初估轴的最小直径一19(3) 轴的结构设计 19(4) 求轴上的载荷 19(5) 按弯扭合成应力校核轴的强度 203、III 轴的计算 21(1) 求作用在齿轮上的力 一一21(2) 初估

3、轴的最小直径一21(3) 轴的结构设计 21(4) 求轴上的载荷 22(5) 按弯扭合成应力校核轴的强度 22七、轴承的计算 231、I轴的轴承校核 23 2、II轴的轴承校核 23 3、III轴的轴承校核24八、键连接的选择及校核计算 26九、联轴器的选择 28十、减速器附件的选择 29十一、润滑与密封 30十二、设计小结 31十三、参考资料目录 32致谢33第一节设计任务书1、工作条件运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期期限为8年，每年按300天计算，大修期3年，输送带速度允许差为土 5%其中减速器有一般规模厂中小 批量生产。2、原始数据运输带拉力F/N运输带速度v/ （ m/s）卷

4、筒直径D/mm40001.64003、设计内容1. 减速器装配图A2 一张；2. 零件工作图A3 2张（齿轮、轴和箱体等）；3. 设计计算说明书一份第二节传动系统的方案设计1、传动系统的方案设计r匚F1vJJ/nzt计算与说明主要结果三、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构， 电压380V, 丫型。2、选择电动机的容量P _P_ FvPwd 1000（其中：p为电动机功率，dkwP为负载功率，为总效率。）wa匚由电动机到传输带的传动总效率为式中：1、2、圆锥齿轮、圆锥滚子轴承、5分别为卷筒、圆柱齿轮、 弹性柱销联轴器的传动效率。0.96 0.960.

5、97 0.9850.990.825=0.825a所以PdFv1000a40001.610000.825Pd =7.76KW查表知:类别效率联轴器0.99圆柱齿轮（8级，稀油润滑）0.97圆锥齿轮（8级，稀油润滑）0.96滚子轴承（稀油润滑）滚0.985筒（不包括轴承）0.96因载荷平稳，电动机额定功率pw只需要稍大于p d即 可。按表中丫系列的电动机数据，选电动机的额定功 率11kw3、确定电动机转速1000v卷筒转速 n 60 1000 1.6 60/400 764/minDn=76.4r/min i=10 25锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=1025电动机转速应 在nin范围内即7

6、641910d方案电动机型 号额定功率P率edkw电动机转速r/min电动 机重 量Kg同步转 速满载转 速1 'Y160L-61110009701472Y160M-41115001460123同步转速为1500r/min确定电机丫系列三 相异步电动机，型 号为丫160M-4，额 定功率11kW, 满 载转速：n 1460r/minPS_通常多选用同步转速 为1500和1000r/min的电动机（轴不需 要逆转时常用前者）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器 的传动比,选择第2种方案，即电动机型号为丫160M-4电动机中心高 H =160mm外卜伸轴段 DX E=42X

7、 110mm四、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比总传动比im19 1an 76.4查表，推荐圆锥齿轮传动比i0.254.775，且i3，锥a锥得 i3，i6.367, i 0.004,满足要求。锥柱2、由传动比分配结果计算轴速n fi电机轴 n n1460r/minmI 轴 n n 1460r/minin1460II 轴 nn 丁486.67r/minn i31亠丄n486.67 川轴 n叩n76.50r/min川 i6.3622卷筒轴 nn 76.50r/min3、 各轴输入功率：PPd电机轴P P7.76kwdI 轴 P P7.76 0.99 7.682kw05dII 轴 P

8、7.682 0.96 0.985 7.264kwP34III 轴 P P7.264 0.97 0.985 6.940kw24工作机轴PP6.940 0.985 0.99 6.768kwV45出i m轴的输出功率分别为输入功率p乘轴承效率0.985。P4、各轴输入转矩尸9550dni3,锥6.367柱电机轴T9550pd 9550 770 50.76P7.682-I轴T9550955050.25n1460P7.264II轴T95509550142.54n486.67P6.940III 轴 T95509550866.37n76.50卷筒轴T9550Pvi6.7689550844.89IVnv76.

9、50各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.985将计算结果列在下表轴号输入功率P/kW输入转矩T/( N m)转速 n/ (r/min)电机轴7.7650.761460I轴7.68250.251460II轴7.264142.54486.67III轴6.940866.3776.50工作机 轴6.768844.8976.50五、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90,齿形角2045号钢调质。小齿 轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS设计基本参数与条件：齿数比 u=3,传递功率P7.682kW ,1主动轴转速n 1460r/min，采用单班

10、制工作，寿命 8年（一年以300天 i计），力锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级 材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大 齿轮齿面硬度为240HBS。 精度等级取8级。3 23 69 试选小齿轮齿数z 23,则z uz1 2 1（2）按齿面接触疲劳强度设计查表有齿面接触疲劳强度设计公式1tI Z2.92 3 ( e ) Y H r(1KT10.5 “uR7P 小齿轮传递的扭矩：T 9.55 10-T50250N m1n1 取齿宽系数：1/3R 确定弹性影响系数：试选载荷系数：K 2.31t 计算由表，乙丘189.8MPa2 确定区域系数：有参考文献（1）得，标准直齿

11、圆锥齿轮传动:Z 2.5H 由参考文献（1）得，计算应力循环次数:由参考文献（1）得疲劳极限应力:HHm160CMPa，小齿轮：N 60n 1t 60 1 720 (8 300 8)h8.29410大齿轮：NN1i 8.29410 2.355352210由参考文献（1）得接触疲劳寿命系数：KHN 10.93，KHN2 0.97 由参考文献计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S1.0,HKHN1 H lim1558MPa ,SH 1HKHN 2 H lim 2533.5MPaSH 2HH lim 255CMPaH 1558 533.52545.75MPa 由接触强度计算出小齿轮分度圆

12、直径:d 121.74mm ,itd 121.74mm 1td 101.45mm m1则dmidit（1°5r）101.45mm齿轮的圆周速度vd nm1 17.751m/s60 1000计算载荷系数：a：齿轮使用系数，由参考文献（1）查得K 1.25Ab：动载系数，由参考文献（1）得K 1.23vc：齿间分配系数，由参考文献（1）查得K K 1HFd:齿锻荷分布系数，由参考文献查得KK1.5KHFH be13载荷系数校正分度圆直径得K1.25,所以KK1.875HHFbee:接触强度载荷系氏数K K KK K1.251.231 1.8752.88A v H Hd d 3 K/ K1

13、31.03nm1 1ttpl模数：m 15.697mmzd mz 138mm1 11取标准值，模数圆整为m 6mm145算齿轮的相关参数d mz 414mm2 211mz 138mm, d1mz 414mm,2z arcta n 1z218266',2 9017133'54''锥距：R d1z (2)2 1z1=2218.1972mm18266'17133'54''2R 218.1972mmb b 73mm121毗定齿宽:b RR 72.732mm圆整取b1当2量齿数zZ124,cos1v2z一2cos2218由参考文献（1 ）查

14、得丫Fa12.65,YSa11.58, YFa22115，b 73mm2（3）校核齿根弯曲疲劳强度载1荷系数K 2.31YSa21.86取4安全系数SF1.4由参考文献（1）查的弯曲疲劳寿命系FN10.86,KFN2 J9由参考文献（1 ）查得弯曲疲劳极限为:FE150CMPa，fe2 38CMPa许用应力FKfn1 fe1 307.14MPa 1 SFK fn2 fe2 244.29MPa SF核强度2KTY 丫1 Fa Sabm2(10.5r)2zF1F14选螺旋角1选载荷系数:K 1.5t1计算小齿轮传递的扭矩：T9.5510" 2n2142540NF2 F 2可知弯曲强度满足

15、，参数合理2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比 u=6.4,传递功率P7.264kW ,2主动轴转速n 486.67r/min，采用单班制工作，寿命 8年（一2年以300天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数 小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮 齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为 240HBS。 精度等级取8级。 试选小齿轮齿数z 23iz uz 6.4 23 147 2 112（2）按齿面接触疲劳强度设计 由参考文献差得齿面接触疲劳强度设计公式2KT u 1 Z Zt 1(E H) u1td齿宽系数：1d定弹性影响系数：由参考文献得,乙丘11

16、89.8MPa26定区域系数：由参考文献（1 ）得，标准直齿圆锥齿轮传动：Z 2.5H根据循环次数公，计算应力循环次数：N12N60n jL 60 486.67 1 20 300 8 1.4016 1091 hN12.190 10u由参考文献（1）得接触疲劳寿命系数：K 0.97 , K 0.99HN1HN2由参考文献（1）得疲劳极限应力:H liml600MPa ,Hlim2 550MPa由参考文献（1）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S 1QHKHN1 Hlim1SH582MPa，H©7参考文献（1）得KHN 2 H lim 2SH544.5MPa563.25MP

17、a0.78 0.8851.665代8入数值计算 小齿轮直径d 59.5mm1t09周速度V 60粘001.515m/s1齿©宽b及模数m ,ntd 1 59.5mm59.5mmd 1tmntd COs1t2.530mm2.25m5.693mmntb/h 10.45计11算纵向重合度0.318dZ1tan1.55125©算载荷系数：a:齿轮使用系数，由参考文献（1）查得K 1Ab:动载系数，由参考文献（1）查得K 1.11vc：齿间分配系数，由参考文献（1）查得K K 1.2HFd:由参考文献（1）查得齿向载荷分布系数K1.4597由参考文献（1）触 强 度 载1 1.11

18、1.2 1.4597 1.9441310载荷系数校正分度圆直径d1d1t3t64.87mm145©算模数d cos m 1z12.76mm（3）按齿根弯曲强度设计由3式 10-17算载荷系数K©2纵向重合度2KTY cos? 丫 丫1Z2d 1Fa Sa /F1.8651.55,从2图 10-28得Y0.91算当量齿数zv1z124.6coszv2z2COS399.4©由参考文献查得弯曲疲劳强度极限500MPaFE1FE2 380MPa（由由参考文献（1）查得弯曲疲劳寿命系数KFN1O.90KFN2 0.93©3弯曲疲劳安全系数SF 1-4由3式10-1

19、2得K FN1 FE1 321.4MPa SF15KFN 2 FE2SF252.4MPa圆7 3表10-5得齿形系数Y2.69, Y 2.19Fa1Fa2得应力校正系数YSa11.575, YSa21.785&8算大、小齿轮的并加以比较Y YY YFa1 Sal 0.0136, Fa2 Sa2 0.01610F1 F2大齿轮的数值大，选用大齿轮。®9 算得 m 2.041.80mm ,取 m 2.5mmnn1(校o正齿数d COSZ11 m 25.38 25,z uz 160m21n圆11整中心距a (z1 )mn236.42mm2 cos12!圆正螺旋角arccos(z1

20、引-2a12.004z 25,1z 1602a 236.42mm12.004d 63.896mm,1d 408.936mm2B 69mm1B 64mm2zm1 ncos408.936mmd 63 .896 mmd 164 mm ,取齿宽为B1 69mm,变化不大，不必修正前面计算数值。135圆算几何尺寸zm63.896mm, d?2cosB 64mm2六、轴的计算1、I轴的计算(1) 轴上的功率 P 7.682kW，转速 n1460r/min ,ii转矩 T 50.25N mi(2) 初估轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献(2)，取A112,于是得0

21、.A PdA 3 119.48nmmin °3 n1由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径d与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。1 2联轴器的计算转矩T KT 1.25 50.25 62.81N mcaA 1再根据参考文献查的电动机的输出轴直径为42mm所以选取弹性柱销联轴器型号为LX3,孔径选为42mm轴孔长度为型，长度L=84mm(3) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴1段1-2 ,由联轴器型号直径 为38mm右端应有轴肩定位，轴 向长度应 该略小于50mm取48mm轴段2-3,由轴承内圈直径得轴段直径 为46mm轴段长度定为62mm轴3段3-

22、4 ,由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30210,内 径58mm所以轴段直径为50mm长度为27mm©4段4-5，根据圆锥滚子轴承的安装要求，轴径 为 91mm为46mn,长度14.99MPaca轴5段5-6，同3-4段一样。轴6段6-7 ,取直径为58mrp长度为8mm轴7段7-8，取直径为50mm长度略小于齿轮宽,©8件的周向定位取 50mm由参考文献得左端半联轴器定位用平键，平键 端小齿轮定位用平键，b h的 b h 12 8,128, L=25o长度L=70,右©9上圆角和倒角尺寸,圆角取1.6mm参考表，取轴端倒角为2 45°求轴上的载荷根据

23、轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩56800NmmMv12177NnmMh58Li9LNmnMT 45860Nmn（5）按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取 0.6,轴的计算应力¥M2( T)2114.99MPaWca由参考文献得60MPa，因此 ,轴安全1ca2.U轴的计算(1)轴上的功率P 7.264kW，转速2486.67r/min，转矩t2T 2142540圆周力F948.35N ,n2圆周力FFt0 tan cost0F tant0F tant11660.18

24、N。2T一1 dm12Td1(105r)330.00N，径向力Fr；2 50250 990.6纲,101.45d 63.89644616取，1大圆锥轮:轴向力Fa圆柱齿轮:轴向力Fa0径向力Fr0(4)轴的结构设计T 142.54N m2(2)求作用在齿轮上的力tanF380.08Nt cos(3)初估轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。艮据2表15-3 ,取A 112,于是得0Pd A 3 227.58mmmin03 n2轴1段1-2，根据最小直径,选择轴承,因为有径向力个轴向力， 所以选择圆锥滚子轴承，型号为 30206， d D T 30 62 17.25

25、 所以轴段直径为50mrp长度为34mm 轴2 段 2-3，因为齿轮轮毂长度为 53mrp轴段长度定为53mm直径52mm©3段3-4,根据2-3段和齿轮的安装直径所以选择直径为60mm 长度为13mm© 段4-5，安装小齿轮，所以轴长度为105mm轴直径为111mm 轴5段5-6，此段安装同1-2段，轴径为50mm©6件的周向定位查表得齿轮定位用平键，锥齿轮选择 b h 10 8,长度略小于轴段，取L=25mm圆柱齿轮选择b h 10 8, L=70mm轴7上圆角和倒角尺寸由参考文献得，取轴端倒角 为2 45°,圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷ca

26、1.2MPa根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力FF1784.9J,F626.86N,NH 1NV1F309.NF641.18NNH2NV 2弯矩巨MMH1216044NmmMV100024N mmM32100NmmH2总弯矩f 1MV2160442100022238082N mm141J VM32100210002433628N mm扭矩巨T2T139612Nmm弯矩和扭矩图如下:(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据 2式15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力， 取 0.6，轴的计

27、算应力M 2( T)211 1.2MPaWca由参考文献得60MPa，因此 。1ca1所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。3、山轴的计算(1) 轴上的功率P 6.940kW，转速n 76.50r/min，转矩33T 866.37N m3(2) 求作用在齿轮上的力t0圆周力F只有径向力2 9.55 10 6.9404461.63N，没有轴向力，2T76.50d63.896(3) 初估轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理艮据2 表45-3，取A 112,于是得0min°3 n处轴径。为了使所选轴 径d与联轴器孔径相适应，故需同时选1 2择联轴器型号。联轴器的

28、计算转矩，查2表14-1T KT 1.25 866.37 1082.96N mcaA 3选取凸缘联轴器型号 为GY7公称转矩为1600N?n孔径选为50mm 联轴器与轴配合的轮毂长度为112mm(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图14.86MPaca轴1段1-2，由联轴器型号得直径为56mm右端应有轴肩定位， 轴向长度应该略小于 142mm取140mm轴2段2-3，此处与滚动轴承6011配合，取直5为轴承孔径63mm 长度取为58mm 轴3段3-4 ,选择轴径为65mn长度L=23mm 轴4段4-5，此段为大齿轮定位，选取直径分别 为74mm长度为86mm轴5段5-6，左端用于大

29、齿轮定位，长度略小于齿宽，所以直径 为68mm长度为96mm 轴段6-7 ,齿轮离机座壁应该有一段距离，所以选择轴径为65mm长度为43mm查参考文献得左端半联轴器定位用平键,b h 16 10,长度略小于轴段，取100mm右端大齿轮定位用平键，b h 20 12,长度略小于轴段，取63mm轴9上圆角和倒角尺寸由参考文献得，取轴端倒角 为2 45 °,圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只15-5应力，据2式 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变 取.0.6，轴

30、的计算应力M 2( T)21caW14.86MPa由参考文献得60MPa，因此 ，轴安全1ca1L 3.66 10h h148006L 5.18 10hh248006L2.57h14800Ch10hL4.1310hh248006七、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力F F2F2r1 * H1 V1550.93N , Fr2疔為 F；2190.24J查1表 15-1,得 丫=1.6 ,e=0.37,派生力Fd1轴向力FaF2丫 172.17N , Fd263.41N，左侧轴承压紧CrFr22Y54.2kN59.45N由于 F F 63.41 59.45

31、122.86Na d2Fd1，所以轴向力为Fa1172.17N , F 108.76Na2当量载荷由于Fa1Fr10.31e,Fa2Fr20.57e,所以XA1,0.4,丫 1.6。B由于为一般载荷,所以载荷系数为1.1,故当量载荷为f (X Fp A r1Y F )606.045NA a1f (X Fp B r 2P2轴承寿命的校核YF )B275.123Na2L 3.73 10hh148006L 1.51 10h h248006Lh1106 Cr60n ( P )1 13.661h4800ChLh2106 Cr () 60n P1 25.181©h4800Ch2、II轴的轴承校核

32、轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力F F2F2r1H1V1474.64N , Fr2F2 F2176.58NH 2 V2查1表 15-1,得 丫=1.6 ,e=0.37, Cr54.2kN派生力 F=i 343.16N , F皂 46.47Nd 12丫d 22丫轴向力F 343.16N，右侧轴承压紧a由于 F F343.16 343.16 686.32N F ,ad1d2所以轴向力为F389.63N , F46.47Na1a2当量载荷FF由于 ar 0.31 e,a2 0.43 e,FFr1r2所以X0.4, 丫 1.6, X1, Y 0。AABB由于为一般载荷，所以载荷系数为f

33、 1.1,故当量载荷为PP f (X FYF )1943N , P f (X FYF )3368N1pA r1A a12pB r2B a2轴承寿命的校核106 CrL()2.57 1h 48000hh1 60n P2 1106 CrL 辽()4.13 10h 48000hh2 60n VP 72 23、III轴的轴承校核轴承30208的校核求两轴承受到的径向载荷径向力 FJF2F21719N , FJF2 F21839Nr1H1V1r2H 2V2查1表 15-1,得 丫=1.6 , e=0.37, C 63.0kNr派生力 Fr1537N , F 心r2575Nd 12Yd 2 2y轴向力F

34、743N，左侧轴承压紧a由于 F F743 5751318N F ,ad2d1所以轴向力为F1318N , F575Na1a2当量载荷一 F一F-由于 a1 1.23 e, a2 0.31 e,FF所以 X 0.4, 丫 1.6, X 1, Y 0。AABB由于为一般载荷，所以载荷系数为f 1.1, PP f (X F YF )3076N , P f (X1p A r1 A a12p B轴承寿命的校核故当量载荷为F YF )2023Nr 2B a2106 CrLh1()h1 60n v P 7313.73 10 h 4800ChLh2106 Cr60n ( P )321.51 10h4800C

35、h八、键连接的选择及校核计算将各个连接的参数列于下表键b h轴直径mm工作长度mm转矩Nm极限应力Mpa12 8427072.7114.9212 8422572.7166.5810 83325139.61105.0210 83370139.6135.6316 1050100812.5577.3920 123963812.55106.17根据平键连接强度条件2式6-1 得2T 1000kidp中k=0.5h。算出各键极限应力如上表。查2表6-1得 110MPa，所以以上各键强度合格。p九、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx3型弹性柱 销联轴器，其公称转矩为1250000N.mm，半联轴器的孔径d1 30mm，半联轴器长度L 82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长 度为60mm Z型轴孔。输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250000 N.mm，半联轴器的孔径 山40mm，半联轴器长度 L 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm Z型轴孔十、减速器附件的选择1、通气器由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12X 1.252、油面指示器，油面