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

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=Fv/1000 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. 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 Nmm =979920 N.mm =991136 Nmm 五 .传动零件的设计 一 .带传动的设计 : (1)设计功率为 Pc=KaP=17.5=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=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)a012 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 =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 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 (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=180 b. 计算应力 循环次数 N，确定寿命系数 Z_N、 Y_N N1 =60an_1t = 601274.28578=2.369828E+08 Z_N1=1Z_N2=1； Y_N1=1， Y_N2=1。 c. 计算许用应力 _ H l i m _ F l i m1 . 3 , 1 . 6 .SS H l i m 1 _ N 11_ H m i n Z 7 2 0 1 5 3 3 . 8 5S 1 . 3HP M P a M P a F l i m 2 Z _ N 2H P 2_ F m i n260?2? 1 325S 1 . 6 M P M P a F l i m 2 Z _ N 22_ F m i n6 1 0 1 4 6 9 . 2 3S 1 . 3HP M P a M P a F l i m 2 Y _ S T Y _ N 2F P 2_ F m i n 1 8 0 C 2 1 2251 . 6 M P a M P aS 2 N 1 2 . 3 6 9 8 2 8 E + 0 8 5 . 6 7 7u 4 . 1 7 4 3 7N 6611 7 . 0 9 2 5 3 79 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 7 4 . 2 8 5 7pn 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= z1u = 224.17437=92。 x1=0， x2=0， d=0.8 Z_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。 K_A=1， 取 Kv=1.1，取 K=1.05，取 K=1.1 则 K=K_AKvKK=11.11.051.1=1.2705 Z_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 = =88.4cos15/22 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： = = =181141 = 92.63158 齿轮圆周速度为： v = m/s = 1.330335m/s 与估计值相近。 88.4? cos1522nm ( z 1 + z 2 ) 4 2 2= a r c c o s a r c c o s2 a c o s 1 8 1 1 4 1 n 1 d 1 2 7 4 . 2 8 5 7 9 2 . 6 3 1 5 86 0 0 0 0 6 0 0 0 0 b=dd1=.892.63158 =74.1mm 取 b2=75mm b1=b2+(5 10)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=.72， Y=0.9 计算弯曲应力 2KT1 F1= -=Y_FS1YY=62.18564MPa325 bd1m1 Y_FS2 F2=F1 -=57.06447MPa225 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 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： 31cosZ2 3cosZ661 6 . 7 4 2 1 6 69 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 6 5 . 7 0 7 0 8iPn 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=180 b. 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 Z_N、 Y_N N1 = 60an_1t = 60165.707088=5.677092E+07 N1 5.677092E+07 N2= - = - = 1.767984E+07 u 3.211054 Z_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 7201 HP1= - = - Mpa S_Hmin 1.3 =553.8462MPa Flim2Z_N2 6101 HP2= - = - Mpa S_Fmin 1.3 =469.2308MPa Flim1Y_STY_N1 26021 FP1= - - = - MPa S_Fmin 1.6 =325MPa Flim2Y_STY_N2 180C21 FP2=-= - MPa S_Fmin 1.6 =225MPa 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，初步选用 8精度 (3)初选参数 初选： = 15， Z1= 28， Z2=Z1u =283.211054=90。 X1=0， X2=0， d=0.8 Z_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=1.05 ，取 K=1.1 则： K=K_AKvKK=11.11.051.1=1.2705 Z_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 142.6cos15 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 cos - 2a 2305 =144244 mnz1 528 d1= - - = - mm cos cos144244 = 144.7458 齿轮圆周速度为： n1d1 65.70708144.7458 v = - - = - m/s 60000 60000 =0 .4979855m/s 与估计值相近。 b=dd1=0.8144.7458 =115.7mm 取 b2=120mm b1=b2+(5 10)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， Y_FS2=3.9。取 Y=0.72， =0.9 计算弯曲应力 F1= = Y_FS1YY =76.17229MPa325 F2=F1= =72.45657MPa S = 1.65 1aamS k 1amS k 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 60 A 50 18 7 中间轴 85 A 63 22 9 低速轴 110 A 100 28 10 90 A 110 25 9 高 速轴键的校核 : 转矩 T = 246945 轴径 d = 60 平键型号为： A 平键接触长度 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 = 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 0.10 0.15mm,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.减速器外表面涂灰色油漆 8.按减速器的 实验规程进行试验 十二 设计小结 经过几周的课程设计，我终于完成了自己的设计，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化 ,使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强 . 除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃，认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在