机械设计课程设计-设计带式运输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器

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圆柱齿轮减速器设计数据及条件输送带有效拉力牛；130F输送带工作速度米/秒；45V输送带滚筒直径毫米；2D传动比允许误差（24）；I生产规模单件；工作环境清洁；载荷特性稍有冲击；工作期限5年2班制其他条件无。总体方案设计传动系统的方案拟定带式输送机传动系方案如下图1所示。图1带式输送机由电动机驱动。电动机1通过连轴器2将动力传入减速器3,再经连轴器4及开式齿轮5将动力传至输送机滚筒6,带动输送带7工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。二电动机的选择（1）电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率130458WFVPKW设输送机滚筒轴至输送带间的传动效率5连轴器效率099CC闭式圆柱齿轮传动效率097GG开式齿轮传动效率095一对滚动轴承的效率099BB输送机滚筒效率096CYCY估算传动系统总效率式中C09BG70963BC81G09540，WBCY69总效率工作机所需电动机效率WRP58732KW09（2）电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速W600452/MINVRD考虑到整个传动系统为三级减速，总传动比可适当取大一些，选同步转速的电动机为宜。15/SRMI（3）电动机型号的选择根据工作条件工作环境清洁、两班制连续工作，工作机所需功率及电动机的同步转速等，选用Y系列三相异步电动机，72RPKW150/SRMI卧式封闭结构，型号为Y132M4,其主要性能数据如下电动机的额定功率7MPKW电动机满载转速140/INNR电动机轴伸直径D38MM电动机轴伸长度E60MM三传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比140725MWNI由传动系统方案知；01I341I按书1表31查取开式圆柱齿轮传动的传动比45I由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比1234014572156II为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级350HBS传动比12175648II低速级传动比2313478I传动系统各传动比分别为01223345,67,1,III四传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下0轴（电动机轴）MN14R/IN0732RPKW0095TN48510NMA1轴（减速器高速轴）014/INRI07329468PKW1148505TINMA2轴（减速器中间轴）123/IN478NRI160965PKW22I4780324TNMA3轴（减速器低速轴）230182/MIN675NRI29036798PKW334TI4轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）348201/MINNRI36798016547PKW4428TI5轴（开式圆柱齿轮传动低速轴）4582015/MINNRI436794617PKW54528052893TI五开式齿轮传动的设计计算1选择齿轮材料、热处理方式大小齿轮材料均选用20CRMNTI渗碳淬火，齿面硬度5862HRC2确定许用应力确定极限应力和LIMHLIF按齿面硬度查书2图36得，；查书LIM150HMPALIM2150HPA2图37得，。LIM1450FMPALI24F计算应力循环次数、确定寿命系数、NNZY81160823160NANT8712029514NI查书2的图38得，；查书2的图39得，12NZ12NY计算许用应力由书2的表32取，从而MINHSLIM15FSLIM11N50136HNPZMPAASLI22MNHP取，则STYLIM11N45021208480FSTNFPYMPALI22MNFSTFP（3）分析失效形式、确定设计准则由于设计的是硬齿面开式齿轮传动，其主要失效是齿面磨损和轮齿折断，按齿根弯曲疲劳强度准则设计,再将求出的模数加大1015后取标准值。（4）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩176280TNMA选择齿轮类型初步估计齿轮圆周速度3/VS根据齿轮传动的工作条件，选用斜齿圆柱齿轮传动选择齿轮传动的的精度等级由书2表33初选8级精度初选，由书2的表36121120,5,540,0ZZI取。5D初步计算齿轮的主要尺寸由书2式（316）设计计算时，需要先确定系数NM,FASKY因其是用电动机驱动，稍有冲击，齿轮速度不高，非对称布置，取14,075,8KY因当量齿数由书2图318和319查得3/COSVZ112226,9,179FASAFASAY因12087083SSFPFPY取小齿轮参数代入设计式2113COSFASNDPKTYMZ23247680CS75082615954将加大1015后取标准模数4MMNMNM则中心距12425103862COSCOSNAZM圆整后取54M调整螺旋角1242510ARCOSARCOS54NZ计算分度圆直径1425106COS0NMZDM224N计算齿轮圆周速度1820764/032/6NDVMSS满足初估齿轮圆周速度V计算齿宽大齿轮，圆整后取；21056508DB251BM小齿轮17M六减速器传动零件（齿轮）的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1选择齿轮材料、热处理方式小齿轮（齿轮1右旋）45钢，调质处理，硬度为217255HBS；大齿轮齿轮2左旋45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。2确定许用应力确定极限应力和LIMHLIF按齿面硬度查书2的图36得，；查参LIM1580HMPALIM250HPA考资料的图37得，。LIM120FPALI2F计算应力循环次数、确定寿命系数、NNZY816045316074IANT882170I查书2的图38得，；查书2的图39得，12NZ12NY计算许用应力由书2的表32取，从而MINHSLIM14FLIM11N580580HNPZMPASLIM22N50150HNPZMPAS取，则TYLIM11N201344FSTNPALI22MN0FSTPYMP（2）分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行设计、确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。（3）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩148065TNM选择齿轮传动的精度等级初估齿轮圆周速度4/VS按估计的圆周速度，由书2的表33初步选用8级精度。初选参数初选，由书2的表3612112,470,0ZZI取。1D初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，非对称布置，轴的钢性较小，取。由书14K2的图315查得；查书2的表35得；取245HZ189EZMPA；，从而08ZCOS1098250HP2131HEPDKTID2345890894806571141760M1COSCOS12945NDMZ按书2的表37，取标准模数，则中心距N11221012372COSCOSNMAZ圆整后取15调整螺旋角12210ARCOSARCOS4325NMZ计算分度圆直径12439COS4NZDM220261NM计算齿轮圆周速度1438/7/6060DVMSS满足初估齿轮圆周速度4V计算齿宽大齿轮，圆整后取；213838DB24BM小齿轮1504650M（4）验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数1332COS4VZ2330812VZ查书2的图318得，；查书2的图319得，17FAY2FA，157SAY218SA计算弯曲应力11140652710918338FFASFPNKTYMPABDM221232ASFFPFMPA强度满足要求。（5）齿轮结构设计齿轮1的结构设计由于齿轮1的直径太小，故应该将齿轮1做成齿轮轴的形式。选用标准结构参数参看书4的110页和书5的109页，从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。20N1ANH025NC齿轮2的结构设计由于齿轮2的直径在200500范围内，故应该将齿轮2与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数20N1ANH。结构参数计算如下是齿根圆直径，其它参数符号说明如右图2所示025NCFD因为2轴上滚动轴承的内径为（参见轴的结构设计部分），故取35M40DM164062210250162COSCOS43NFANNZDHM取4LM，又，故02525N5M80808M，圆整后取106190612FDD19D，圆整后取343CB3CM0521NMM取，R1图2低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算1选择齿轮材料、热处理方式小齿轮齿轮3左旋45钢，调质处理，硬度为217255HBS；大齿轮齿轮4右旋45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。2确定许用应力根据高速级的确定方法可得3580HPMA431FP40A3分析失效形式、确定设计准则由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动应按齿面接触疲劳强度强度进行设计、确定主参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。4初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸小齿轮的名义转矩32054TNM选择齿轮传动的精度等级初估齿轮圆周速度4/VS按估计的圆周速度，由书2的表33初步选用8级精度。初选参数初选，由书2的表3634323412,5,167592,0ZZI取。D初步计算齿轮的主要尺寸因电动机驱动，载荷稍有冲击，非对称布置，轴的钢性较小，取。由书14K2的图315查得；查书2的表35得；取245HZ189EZMPA；，从而08ZCOS1098450HP213HEPDZKTID2345890894053671170M3COS574COS276NDMZ按书2的表37，取标准模数，则中心距3N2342592174COSCOS1NMAZ圆整后取280调整螺旋角342259ARCOSARCOS1208NMZ计算分度圆直径33576923COS120NZDM44980NM计算齿轮圆周速度30187623/14/6DVMSS满足初估齿轮圆周速度4V计算齿宽大齿轮，圆整后取；43176923DB47BM小齿轮35085M5验算轮齿的弯曲疲劳强度计算当量齿数3325697COS10VZ43392VZ查书2的图318得，；查书2的图319得，358FAY423FA，316SAY4178SA计算弯曲应力31332240528160798287693FFASFPNKTYMPABDM4434313ASFFPFMPA强度满足要求。6齿轮结构设计齿轮3的结构设计由于齿轮3的直径较小，根据书319章关于圆柱齿轮的论述，应该将齿轮3做成实心式的。选用标准结构参数参看书4的110页和书5的109页，从而压力角，齿顶高系数，顶隙系数。20N1ANH025NC齿轮4的结构设计由于齿轮4的直径在200500范围内，故应该将齿轮4与轴分开来制造，且做成锻造腹板圆柱齿轮的形式（腹板上开6个孔）。由于是单件生产，故采用自由锻，此时没有拔模斜度。同样，压力角，齿顶高系数，顶隙系数20N1ANH。结构参数计算如下是齿根圆直径，其它参数符号说明如图2所示025NCFD因为3轴上滚动轴承的内径为参见轴的结构设计部分，故取5M63DM圆整后取101MM16108D2COS39102531527NFANNMZHCM取L，又，故05425N437510081M8M，圆整后取10789FDDM126D，圆整后取3231CBM3C55N取，R1七轴及轴上零件（轴承，键）的设计计算与校核（1）联轴器和滚动轴承的型号以及链轮轮毂宽度是根据轴端直径确定的，而且轴的结构设计是在初步计算轴径的基础上进行的，故先要初算轴径，如下轴的材料选45号钢，对于1轴（减速器高速轴），根据受载情况取C118，则33MIN1/87246/102DCPM考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5，即D150圆整后，12D对于2轴（减速器中间轴），根据受载情况取C113，则33MIN2/6958/013217CPM圆整后，D对于3轴（减速器低速轴），根据受载情况取C107，则33/107698/2014638CPN考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5，即D354DM圆整后，39对于4轴（开式齿轮传动的高速轴），根据受载情况取C107，则334/107654/8201463DCPNM考虑到该轴段截面上有一个键槽，增大5，即D35M圆整后，349D（2）联轴器的选用选择联轴器的类型由于轴的转速较高且稍有冲击，为了减小进去载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好，故选用弹性柱销联轴器。选择联轴器的型号查书2的表91得工作情况系数，下面分别对电机外伸轴（0轴）15AK与1轴的联接和3轴与4轴的联接选择联轴器对于电机外伸轴与1轴的联接计算转矩1548067209CAATKNM由于电机外伸轴径远大于I轴的最小直径，故按电机外伸轴径32M选择。查书3的表137，选用HL3型弹性柱销联轴器。其技术参数公称转矩，满足；其许用转速，满足；结构参数630NTNMCANT50/NRIN1N其轴孔直径最小为，大于1轴的最小直径，故联轴器输出端轴径选择；3030M考虑到电机轴外伸长度，主动端选用有沉孔的短圆柱形轴孔J型，因无特殊要求，选用结构最简单的平键单键槽C型，电机输出端孔径及孔长为；因为无428特殊要求，从动端选用结构最简单的长圆柱形孔Y型，A型键槽，减速器输入端孔径及孔长为。该联轴器标记为3082MGB501485J428HL3Y0对于3轴与4轴的联接计算转矩1504215738CAAIVTKNM同样，根据轴径和转矩，查书3的表137，选用HL5型弹性柱销联轴器。其技术参数公称转矩，满足；其许用转速，NTCANT350/NRMIN满足；孔径范围，故孔径大小与相应的轴相同。结构参数因无IN507特殊要求，两半联轴器均选结构最简单的Y型轴孔和C型键槽，减速器输出端孔径及孔长为；4轴转矩输入端孔径及孔长为。该联轴器标记为5012M50142MGB501485A50142HL（3）选择变速器中各根轴上的支承轴承滚动轴承类型选择根据书2的表72，由于1、2轴转速较高，载荷较小且同时存在径向载荷和轴向载荷，先选用角接触球轴承，接触角取；由于3轴的转速较低，径向载15荷较大，先选用深沟球轴承各轴轴承具体选用1轴根据上面计算出的最小轴径及轴1与连轴器相联轴径知，选用内径为35MM的轴承比较恰当，查书3表126，先选用7207C的角接触球轴承，其内径，外径,宽度，安装尺寸，35DM72DM7BMIN42AD。AX62轴查参书3的表126根据轴2的最小直径初步选择轴承代号为37307C，其内径，外径,宽度，安装尺寸，40D801BMIN49AD。MAX81D3轴查书3的表126根据轴的最小直径及轴3与外传动连轴器连49M接轴径值50初步选择轴承代号为6211，其内径，外径,宽度5D10D，安装尺寸，。21BMIN64ADMAX1D（4）轴的基本结构设计根据以上轴最小直径的计算，联轴器的选用，滚动轴承的选用，以及齿轮的设计计算，初步设计轴的基本结构如下1轴如图3图32轴如图4图43轴如图5图5以上各轴的结构设计是综合考虑三根轴在箱体中的布置和轴上各安装件后综合考虑调整的结果（其中参考了书1的第五章和书3的第五章），详细论述略。针对以上设计结果，本说明书选第3根轴进行轴承、键、轴的校核计算（5）轴3低速轴的受力分析轴的受力简图，如图6所示图6图中1985,6,198563ABBCACLMLL计算齿轮啮合力342073480TTFND4TANTAN2015R93AT求水平面内的支反力，作水平面内的受力简图如图7所示图7465983180BCAXTLRFN43927BXTAX0AM24875CXBXCRLLNMA轴在水平面内的弯矩图如图8所示图8求垂直面的支承反力，作垂直面内的受力简图如图9所示图944/20145623807/215489RBCAAYAFLDRN489BYRYN0AM12673CYRLNMA294B轴在垂直面内的弯矩图如图10所示图10求支承反力，作轴的合成弯矩图如图11所示图11作轴的合成弯矩图如图12示图1222218065489375AXAYRN397BBAM22211408567831097CXCYNMA2239403780TNMA（6）这样便可进行轴承的寿命校核使用机械设计手册（软件版）自动校核，结果如下轴承类型深沟球轴承轴承代号6211轴承参数轴承内径55，轴承外径100，承宽度21，额定动载荷33500，额定静载荷25000，极限转速6000润滑方式油润滑工作参数径向载荷372585，轴向载荷125322，使用寿命24000工作转速8201，接触角15，载荷系数15计算结果当量动载荷634422，当量静载荷558877，计算寿命29922故轴3上轴承适用。（7）键强度的校核由书2的表51得键联接的许用挤压应力MPAP103轴与齿轮4联接（根据该段轴径大小及长度选用键1870GB1009679）7852LLBM34106963PPTADH3轴与联轴器联接（根据该段轴径大小及联轴器尺寸选用键C14140GB1009679）14032BLLM34785259PPTMPADHL（8）轴的校核判断危险截面各可能的危险截面S1，S2，S3，S4，S5，S6，S7，S8如下图13所示图13S1和S2左侧因为没有扭矩作用故不需校核。S3左侧与S4右侧两截面均有圆角引起的应力集中，S3左侧还有过盈配合引起的应力集中且其受载大于S4左侧，故S4右侧不用校核。S5右侧与S6左侧的应力集中虽然一样，但S5右侧受载大于S6左侧，故S6左侧不用校核。S6右侧和S7右侧均有圆角引起的应力集中，但S7处轴的截面较小，故S6右侧不用校核。为安全起见，其余截面均需校核。校核S3左侧抗弯截面系数33301625047WDM抗扭截面系数29T截面S3左侧的弯矩为14385370921864052MNNM截面S3左侧的扭矩为TM因齿轮单向运转平稳，故截面上的弯曲应力可视为对称循环变应力，即，亦即，2186405874BPAW874AMP0M因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即7831056594TMPA156782AMPA轴的材料为45钢，调质处理。由书6的表14查得，40BM，。130A1A由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的表11查得，260K8K圆角处的的有效应力集中系数可由书6的表12查得，8K197K取其中的最大值得，260K197K由书2的附表14可得尺寸系数，0874循环次数，故取寿命系数9705301682011NN1NK轴按精车加工，由书6的附表15可得表面质量系数92从而2603789DKK174由书6的表11可得碳钢的等效系数，05从而可以算得安全系数值如下139476287401DAMSK156A22947601S根据书6的表13，取轴的疲劳强度许用安全系数，因，故截面5SSS3左侧的强度足够。校核S5右侧抗扭截面系数333025275TWDM截面S5右侧的弯矩为0M截面S5右侧的扭矩为781N因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即783102395TPAW239170AMMPA截面上由于过盈配合而形成的有效应力集中系数可由书6的附表11查得，即10K截面上由于圆角引起的应力集中系数可由书6的附表12查得2197K取2197K由书6的附表14可得尺寸系统074从而219327074DKK从而可以算得安全系数值如下1154032707DAMS因，故截面S5右侧的强度足够。校核S7右侧抗扭截面系数333025020TWD截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为781NM因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即783101325TMPAW31572AMMPA截面上由于圆角引起的应力集中系数可由书6附表12得16K由书6附表14可得尺寸系数076从而15239076DKK从而可以算得安全系数值如下1154152369707DAMS因，故截面S5右侧的强度足够。校核S8截面抗扭截面系数323235014500645166TDBTWM截面S7右侧没有弯矩截面S7右侧的扭矩为7830NM因轴单向运转平稳且转矩变化小，故截面上的扭转切应力可视为脉动循环变应力，即，亦即78310382645TMPAW381692AMMPA截面上由于键槽引起的应力集中系数可由书6的附表11查得08K截面上由于过盈配合引起的应力集中系数可由书6的附表11查得15取1608K由书6附表14可得尺寸系统084从而162080849DKK从而可以算得安全系数值如下115430208690691DAMS因，故截面S5右侧的强度足够。八润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封，具体根据轴承盖处轴径查书3表158选择。轴1的透盖毡圈为毡圈35JB/ZQ440686材料半粗羊毛毡轴3的透盖毡圈为毡圈55JB/ZQ440686材料半粗羊毛毡详细参数见表。轴承采用油润滑方式润滑，通过齿轮转动带起的溅油润滑，这样减速器机构较简单。查书3表153取润滑油为CKC220。由于轴承采用油润滑，故箱体需要开油漕。箱体的密封采用水玻璃密封。箱体的结构设计参照书3第五章设计低速级中心距A125MM箱体（座）壁厚,取025012536AM10箱盖壁厚0808508085，取181箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度05B1505BM212箱座、箱盖上的肋厚，取80185M12M，取11085052地脚螺钉直径MDF6数目N通孔直径F20沉头座直径D45底座凸缘尺寸MC23,1联接螺栓轴承旁联接螺栓直径取14D通孔直径5沉头座直径30DM凸缘尺寸12,18C箱座、箱盖联接螺栓直径取4D通孔直径5D沉头座直径30DM凸缘尺寸12,18C定位销直径D轴承盖螺钉直径MF86503视孔盖螺钉直径,取43FD4160MD64箱体外壁至轴承座端面的距离128LC大齿轮顶圆与箱体内壁的距离，9齿轮端面与箱体内壁的距离02轴承旁凸台的高度和半径，H由结构要求确定，MCR1621轴承盖的外径1轴MDD12857322轴03轴2304大齿轮齿顶圆直径为42283072105327AADHCMM故箱体高度/50/96H取H225宽度B286，长度L685由作图法确定凸台高度得40HM校核贮油量油面最低时即齿轮4的浸油深度最小（15MM）时，此时油面高度为2/1528907/215046AHBDM从而由箱体结构可得出贮油量33708466VMLV故贮油量足够，不必增加箱座高度1轴齿轮的直径均小于相应的轴承轴承孔直径较多，为防止齿轮啮合过程中挤出的润滑油大量冲入轴承，轴承靠箱体内壁一侧也应