带式运输机传动装置设计-毕业论文

毕业设计（论文）（2011届）题目带式输送机传动装置设计摘要TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章绪论 3\o"CurrentDocument"1.1选题依据及意义 3\o"CurrentDocument"1.2研究内容 3第二章传动装置的总体设计 4\o"CurrentDocument"2.1传动方案分析 4\o"CurrentDocument"2.2电动机的选择 5\o"CurrentDocument"2.3传动比的分配 6\o"CurrentDocument"2.4传动装置的运动和动力参数计算 6第三章传动件的设计计算 8\o"CurrentDocument"3.1带传动设计 8\o"CurrentDocument"3.2齿轮传动设计 9\o"CurrentDocument"3.2.1高速级齿轮的传动设计 123.2.2低速级齿轮的传动设计 17\o"CurrentDocument"第四章轴系零部件设计 24\o"CurrentDocument"4.1轴的设计与校核 244.2滚动轴承的选择及校核 264.3键的选择与校核 29\o"CurrentDocument"4.4联轴器的选择 31\o"CurrentDocument"第五章箱体的设计 32\o"CurrentDocument"第六章润滑及密封的设计 34\o"CurrentDocument"第七章设计总结 35\o"CurrentDocument"第八章装配图及零件图 36参考文献 38\o"CurrentDocument"致谢 40摘要在现代化的企业中，有大量的原料半成品和成品（如，矿石、水泥等）需要机械搬运，除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的运输，是靠各种运输机来完成的，在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。运输机械的形式有很多，通常根据有无扰性牵引件（比如，链、绳、带等）等分为；（1） 具有扰性牵引件的运输机；如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、提升机、空架锁道等。（2） 无扰性牵引件的运输机；如螺旋运输机、滚柱运输机、气力运输机。以及其他装载机械等。带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械，主要应用在水平方向或沿坡度不大的倾斜方向，连续的大批量的运送散状物料或单件物品。它具有生产效率高，运送距离长，工作平稳、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小（一般小于30度），带条磨损较快等。其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。关键词：带式输送机；选型设计；主要部件AbstractInamodernenterprise,alargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproduct(e.g.,ore,cement,etc.),inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutside,alargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportation,isaccomplishedbyvarioustransporters,inmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterference,normallyaccordingtosexualtractionpieces(forexample,chain,ropetape,etc)isdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinery,mainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirection,continuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiency,longdistancetransport,smooth,simplestructure,canbeinanypositiononloadunloading,unloadingself-respectsmall,reliableoperation,simpleoperation,lowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmall(generallylessthan30degree),takethewearfaster,etc.Itstransmissiondeviceisthemainpart,itsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Therefore,wemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyor,Selectiondesign;Maincomponents第一章绪论1.1选题依据及意义随着制造业规模的扩大，生产批量的不断增长，生产线已经越来越广泛得应用于车间。输送机作为生产线的枢纽，其主要作用就是将工件从一个工序输送到下一个工序，它是由马达提供动力，通过变频器或变频器调节到所需速度进行工作。带式输送机是连续运行的运输设备，在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散装货物，如矿石、煤、砂等粉、块状和包装好的成件物品。带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其它运输设备相比，不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化、集中化控制，特别是对高产高矿井，带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年，长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现，使其在矿山建设的井下巷道，矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广。选择带式输送机传动装置这种通用机械的设计作为毕业设计的选题,能培养我们独立解决工程实际问题的能力，通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业知识的一次综合运用，也使我们的设计、计算和绘图能力都等到了全面的训练。1.2研究内容传动装置时输送机的核心，研究其传动装置时关键所在。我选用了减速器作为输送机的传动装置，减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩一满足各种工作机的需要。根据输送机的特点。工作载荷比较平稳。选用展开式齿轮减速器，展开式齿轮减速器，结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求较大的刚度。高速级齿轮布置在轴承转矩输入端，这样轴在转矩的作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓高速齿轮载荷分布不均匀现象，因此展开式齿轮减速器就是就是通用输送机所要设计的重点，其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。第二章传动装置的总体设计2.1传动方案分析设计任务书以给定带式运输机的的传动方案。机构运动简图如下:介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，而且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种,而且采用高速机使用斜齿圆柱齿轮，斜齿轮能承受较大的人载荷,而且效率高，但是考虑到斜齿轮难于制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠,

此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.2电动机的选择（一）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构,电压380V。（二）选择电动机的容量工作机有效功率工作机的有效功率为PW二Fv1000工作机的有效功率为PW二Fv1000F=630N,v=1.6m/s630Nx1.6m/s1000二1.008kW各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为比=n2F4F2-nTOC\o"1-5"\h\zL12 3 4联轴器（弹性）n=0.99，轴承n=0.99，齿轮n=0.97，滚筒n=0.9612 3 4故：n=n2-n4-n-n=0.992x0.994x0.972x0.96=0.8504L12 3 4电动机的输出功率电动机所需工作功率为Pd

=Pw=如=1.19kWnL0.850460x100060x1000x1.63.14x260=117.53r/min工作机卷筒轴的转速为n=60X皿Vw nd二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围i'L=8〜40,所以电动机的可选范围为n=n-i'=117.53x（8〜40）r/min=940.24〜4701.2r/min。dwL符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。（四）选择电动机根据电动机类型、容量和转速，查得选定电动机型号为Y90L-4。

其主要性能如下:电动机型号额定功率满载转速启动转矩额定转矩错误！未找到引用源。Y90L-41.514002.22.2电动机外形尺寸（mm）如下:中心外形尺寸底脚安装尺底脚螺轴伸尺寸建联接部分高HLX(b/2+b)Xh121寸AXB栓直径KDXE尺寸FXGD90335X(90/2+155)X190140X1251024X508X72.3传动比的分配（一）总传动比i£为nm二竺二11.91zn117.53w（二）分配传动比i£=iIiII考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i]=1.3iII，故i［二\E3i£=\：1.3X11.91二3.932.4传动装置的运动和动力参数计算参数：指各轴的转速n、功率p、转矩T先将各轴编号：O轴（电动机）、I轴（减速器高速轴）、II轴（减速器低速轴）、III轴（滚筒轴）各轴转速I轴:970二323i1oI轴:970二323i1II轴：n=nr=-323=90r/-2i3.59 /min2III轴：n=n=90^min各轴功率o轴(电动机所需的输出功率)P=P=7.22kw0d轴P二P耳二7.22x0.96二6.93KW0带轴P二Pnn二6.93x0.99x0.97二6.65KW1球齿III轴P二Pnn二6.65x0.99x0.99二6.52KW2球联各轴转矩oT=9550叶=9550^32=71.08N.mTOC\o"1-5"\h\z轴：0 n 970T=9550J=9550a=170.57N.m轴：1 3 388T9550坯=9550乘=705.64Nm轴：2 n2 90T9550^=9550®=691.84N.m轴：3 n3 90计算结果列表f'、、 轴名参数O轴（电动机）I轴II轴III轴（滚筒）转速(r/min)9703889090输入功率（kw）7.226.936.656.52输入转矩（N.m）71.08170.57705.64691.84传动比i33.591效率n0.960.960.98第三章传动件的设计计算3.1带传动设计1、 选择V带型号：由表11-7查得KA=1.1,PC二KA・pd=1.1X4.46=4.906kw根据PC=4.906kw,nm=960r/min，由图11-8可选取普通B型的。2、 确定带轮基准直径，并验算带速V：由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112〜140由表11-8，则取dd1=125mm由dd2=dd1•nm/n1=125X960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为：i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v二兀dd1n0/60•1000=6.28m/sv值在5〜25m/s范围内，带速合格。3、 确定带长Ld和中心距a：由(11-15)式得:0.7(dd1+dd2)Wa0W2(dd1+dd2)437.5mmWa0W1250mm初选中心距：a0=550mm由(11-16)式得：L0=2a0+兀(dd1+dd2)/2+(dd2—dd1)2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式(11-17)得实际中心距为：a〜a0+(Ld—L0)/2=597.415mm4、 验算小带轮的包角a1,由式(11-18)得：a1=1800—57.3。X(dd2—dd1)/a=144.040>120。(满足要求)5、 确定V带的根数z：查表11-4，由线性插值法可得：p=1.64+[(1.93—1.64)/(1200—950)]•(960—950)=1.65kw查表11-5，由线性插值法可得：△p=0.25+[(0.3—0.25)/(980—800)]・(960—800)=0.294kw查表11-6，由线性插值法可得：ka=0.89+[(0.92—0.89)/(150—140)]•(144.04—140)=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式(11T9)得V带根数z为：z=p/[(p+△p)kak]C L=4.906/[(1.65+0.294)0.902・1.00]=2.8(根)取整数：故z=3(根)6、 计算单根V带预紧力F0:查表11-1得q=0.17kg/m,由式(11-20)得单根V带的预紧力F0为:F0=500p/zV[(2.5/ka)—1]+qV2C=500X4.906/[3X6.28(2.5/0.902—1)]+0.17X6.282=237.15KN7、 计算V带对轴的压力Q：由式(11-21)得V带对轴的压力Q为：Q=2zF0sin(a1/2)=2X3X237.15sin(144.04o/2)=1232.23N8、 V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作：选择齿轮材料及精度等级、按齿面接触疲劳强度设计、转矩T1、载荷系数k、许用接触应力9]、校核齿根弯曲H疲劳强度、齿形系数Y和应力修正系数Y、许用弯曲应力9]、计算齿轮传动Fa Sa F的中心矩a。1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS=2301大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS=1902两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：TOC\o"1-5"\h\z6 =480+0.93(HBS-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa 6hliml 1=480+0.93(HBS-135)=480+0.93(190-135)=531.2Mpahlim2 2由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：shlimi=i.0两齿轮材料的许用接触应力分别为[6H1]=6 /s=568.4Mpahlim1 hlim1[6H2]=6 /s=531.2Mpahlim2 hlim13、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8，取载荷系数K=1.2；查表5-9，查取弹性系数Z=189.8 ;取齿宽系数屮=1（闭式软齿面）；［6H］取其中较小值为531.2Mpa代入。故I、'1.2x8.69x104__3+1「3.54x189.8］2d三3 x x 1 3 0.5 3 531.2=76.34mm4、几何尺寸计算齿数由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20〜40,取Z=27，则1Z=812模数m=d1/Z1=2.83mm由表5-2，将m转换为标准模数，取m=3mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=162mm齿宽b二屮d=1X76.34=76.34mm，取整b=76mm2d1 2b=76+(5~10)mm，取b=80mm115、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式(5-35)=氾YYsFbdmFi查表5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（Y,Ys由线性插值TOC\o"1-5"\h\zF2 2求出）Z=27时Y=2.57Ys=1.60\o"CurrentDocument"1 F1 1Z=81时Y=2.218Ys=1.772 F2 2查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为6 =190+0.2(HBS-135)=209MpaTOC\o"1-5"\h\zflim1 16 =190+0.2(HBS-135)=201Mpaflim2 2查表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为s =1.0Flim1两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[6]=6 /s =209MpaF1 hlim1 hlim1[6]=6 /s =201MpaF2 hlim2 hlim2将上述参数分别代入校核公式(5-35)，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为2kt6= 丄YYsV[6]=209MpaF1bdmF1 F1i2kt6=jYYsV[6]=201MpaF2bdmF22 F21所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。6、 齿轮其他尺寸计算分度圆直径d=mZ=3X27=81mm11d=mZ=3X81=243mm22齿顶圆直径d=d+2h=81+2X3=87mmTOC\o"1-5"\h\za11 ad=d+2h=243+2X3=249mma22 a齿根圆直径 d=d-2h=81-2X1.25=77.25mmf11 fd=d-2h=243-2X1.25=239.25mmf22 f中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm齿宽 b=80mmb=76mm127、 选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v1=6^000=1.36m/s查表5-7，选齿轮精度等级：第II公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得小齿轮 9-9-8GJGB10095-88大齿轮 9-9-8HKGB10095-88

3.2.1高速级齿轮的传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料[1]中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动，选用8级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选z=24,则Z2二iTxZ、二3.93x24二94.32，取z=95。2T12(Z)(Z)102)i-23.98-二100%=26i3.981丿V 丿验算：Ai=100%=1.4%V土5%(符合要求)。初选0二12。。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d>3 1. (EH )2it\屮u [b]d H式中各参数为：因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K=1.5。tT[=8036.325N-mm。由参考文献[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置，故T的取值d

范围应在0.6〜1.2，为方便计算，选取齿宽系数屮=1.0。d由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数Z二189.8、MPa。E由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数Z=2.45。H初取螺旋角0=12。。由参考文献[1]P122公式(6-7)可计算齿轮传动端面重合度：1 111e二[1.88-3.2(+)]cos卩二[1.88-3.2x( + )]cosl2。二1.676a z z 249512075由参考文献[1]P127公式(6-13)取重合度系数Y=0.25+075=0.7，e%由式得e=0.318屮Ztan0=0.318x1.0x24xtanl2。=1.622，0 d1则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0二0.9，由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数Z=0.78eZ0=Jcos0二0.99。齿数比u=i=3.93。I根据设计要求：单班制工作，每班8小时，减速器使用寿命5年，每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N=60njL=60x1400x1x1x8x300x5=1.01x1091 1hiI3.93 =2・57x108'由参考文献iI3.93 =2・57x108'由参考文献[1]P125图6-15查得：Z=1，N1Z=1.1。N2由参考文献[1]P124公式(6-11)Q]h=N砂m计算许用接触应力。SHmin式中:接触疲劳极限,由参考文献[1]P126图6-16d,按小齿轮齿面硬度230〜240HBS,均值235HBS，在MQ和ML中间(适当延长MQ和ML线)查得bHlim1=540MPa；同理，由图6T6c查得-Hlim2= ，S ——安全系数，查得S =1.0。Hmin Hminz ——寿命系数，已由参考文献［1］P125图6-15查得：Z=1,TOC\o"1-5"\h\zN N1Z=1.1；N2□ =——Hliml\o"CurrentDocument"H1S N1 1Hmin□ =——Hlim2ZH2S N2 1Hmin又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即匸］口2二429MPa来进行H2齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得:d1t-3■2KTud1t-3■2KTu土1ZZZZRX3 1. (EHJ)23屮U [b]d H(189.8x2.45x0.99x0.78丫二.'^5x8036^x注x3 1.0 3.39429mm二27.97mm修正d:1t兀dn 兀x27.97x1400___.v= 4#i= =2.05m/s160x1000 60x1000由参考文献［1］P117表6-3查得使用系数K=1.0；A由参考文献［1］P118图6-7查得动载系数K=1.16；v由参考文献［1］P119图6-10查得齿向载荷分布系数K1.09（减速器轴的刚度较大）；由参考文献［1］P120表6-4查得齿间载荷分配系数K=1.2，a则：K=KKKK=1.0x1.16x1.09x1.2=1.52。Av卩a,K ■152=d3 =28.44x3 =28.57mm1#3K 31.5*t

24d1cosB28.57xCOS12。,“

m,=1 = =1.16mm24n1 Z1由参考文献［1］Pll3表6T，选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数m21-5-2mm'取叮E。齿轮主要几何尺寸:中心距：a中心距：a二mn1(Z1+Z2)二1.5X(24+95)cosB 2xcos12。91.24mm，圆整为91mmW120mm，满足要求。修正螺旋角：B二修正螺旋角：B二arccos件1"耳+'2)2a二arccos"x(24+95)二11。5，17,，2x91小齿轮分度圆直径:1.5x24二36.71mmcos1115小齿轮分度圆直径:1.5x24二36.71mmcos1115，17，，大齿轮分度圆直径:1.5x95二145.29mmcos1115，17，，b二屮d=1.0x36.71二36.71mm，d1取B二38mm，B二43mm。1校核齿根弯曲疲劳强度2KT、……7 「］Q二4YYYYW治」FbdmFaSa£卩 F1n式中各参数为：因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K=1.5。t-=8036.325N-mm。齿宽b=36.71。模数m=1.5。n1小齿轮分度圆直径：d二36.71mm。1齿形系数Y和应力修正系数Y:Fa Sa齿轮当量齿数:v1 1-COS3P24v1 1-COS3P24cos311o15，17，，=25.44,95COS3Pcos311o15，17，，=100.7由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数Y=2.61,Y=2.15。Fa1 Fa2由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数Y=1.595,Y=1.79。Sa1 Sa2(7)重合度系数Y£由《机械原理》可得公式（tana「（tan20。）a=arctan n=arctant（tana「（tan20。）a=arctan n=arctantICOSP,'1‘l心11。15'7”丿=20.36。COSP=bcosP-cosa ncosatcos11°15'17〃cos20。 =0.983cos20.36。aN1.676 acos2P 0.9832b=1.73由参考文献[1]P126公式(6-13)计算可得:0.75 0.75八―Y=0.25+ =0.25+ =0.681.73aN⑻由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Yp=0.9之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N=1.01x109；N=2.57x10812由参考文献[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：Y=0.87;Y=0.9N1 N2由参考文献[1]P126图6-22c,按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML线（适当延长）查得b =340MPa；同理，在图6-22b上，查得Flimb =310MPa；取S=1.25・Flim Flim 'b]=Fliml IMPaF1 S N11.25Fmint］-bflim2 MPaTOC\o"1-5"\h\zF2 S N2 1.25Fmin再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得2KT““”” 2x1.52x8036.325小“ 〜cc“““厂 「］t二卜YYYY二 x2.61x1.595x0.68x0.9二29.75MPawin」F1bdmFa1Sa18p38x36.71x1.5 F11n2KT““”” 2x1.52x8036.325 c〜cc“ 「］t二4YYYY二 x2.15x1.79x0.68x0.9二27.5MPawt」F2bdmFa1Sa18p38x36.71x1.5 F21n所以，齿根弯曲疲劳强度足够。齿轮精度设计根据设计要求，以低速级画装配图，所以以低速级为例。3.2.2低速级齿轮的传动设计材料及齿轮精度：考虑到齿轮所传递的功率不大，且该机构传动尺寸无严格限制，所以齿轮材料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料［1］中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS，且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用8级精度。选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选z3=28,则Z4二inxZ3二3.03x28二84.84，取z4=85。初选P=12。初选P=12。。验算：Ai=(z\

i-幺Z3iI丿100%=3.03-85283.03100%=0.18%<±5%(符合要求)。按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。, [2KTu土I,ZZZZ,TOC\o"1-5"\h\zd>3 亠. (EH )221\屮U [b]1d H式中各参数为：因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K=1.5。tT[[二2.64x104N-mm。由参考文献[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置，故屮」勺d取值范围应在0.6〜1.2,为方便计算，选取齿宽系数屮=1.0。d由参考文献[1]P122表6-5查得弹性系数Ze=189&MPa。由参考文献[1]P124图6-14查得节点区域系数Z=2.45。H初取螺旋角0=12。。由参考文献[1]P122公式(6-7)可计算齿轮传动端面重合度：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1 1 1 1e二[1.88-3.2(+)]cos卩二[1.88-3.2x( + )]cosl2。二1.69\o"CurrentDocument"a z z 28854075由参考文献[1]P127公式(6-13)取重合度系数Y=0.25+075=0.69，e%由式得e=0.318屮Z3tan0=0.318x1.0x28xtanl2。=1.89，0 d3则由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数Y0二0.9，由参考文献[1]P122图6-13查得重合度系数Z=0.735eZ=.Jcos0二0.99。0弋齿数比u=i=3.03。II根据设计要求：单班制工作，每班8小时，减速器使用寿命5年，每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为:N=60nJL=60x356.23x1x小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为:N=60nJL=60x356.23x1x1x8x300x5=2.56x108N 2・3=8.46x107,3.03由参考文献[1]P125图6-15查得：Z=1.1，N3Z=1.17。N4由参考文献[1]P124公式（6-11）[b]=HSHmin耳斑计算许用接触应力。式中:接触疲劳极限，由参考文献[1]P126图6-16d，按小齿轮齿面硬度230〜240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中间（适当延长MQ和ML线）查得b =540MPa；同理，由图6—16c查得b=390MPa，HlimlHlim2SHmi安全系数，查得S=1.0。Hmin寿命系数，已由参考文献[1]P125图6-15查得：Z=1.1，N3Z=1.17；b]Z=1.17；b]N4 H3b—Hlim3ZSHmin=540x1.1=594MPaN3 1b]H4bHlim4ZS N4=390x1.17=456.3MPa1-E_H_f[b]H：-E_H_f[b]H：2x1.5x2.62x104 3.03+1x x3.03(189.8x2.45x0.99x0.735\21.0456.3mm=38.59mmHmin又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即UH4=曲珈丹来进行齿轮的参数设计。将确定后的各项数值代入设计公式，求得:2KTu±1ZZZZR、圧. (EH£P)2U 「=修正d:2t兀dnV= 2tII2 60x1000兀x38.59x356.23=0.72m/s60x1000由参考文献[1]P117兀dnV= 2tII2 60x1000兀x38.59x356.23=0.72m/s60x1000由参考文献[1]P117表6-3查得使用系数K=1.0；A由参考文献[1]P118图6-7查得动载系数K=0.8；v由参考文献[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数K1.09（减速器轴的刚度较大）;由参考文献[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数K=1.2，a贝V：K=KKKK=1.0x0.8x1.09x1.2=1.05。Av0a，—=38.59x3：竺=34.26mmK \1.5d2cos0 34.26xCOS12°n2=七= =1-2mmZ3由参考文献[1]P113表6-1,选取第一系列标准模数，同时，传动需满足模数28m三1.5-2mm,取m=1.5mm。n2齿轮主要几何尺寸:中心距：a=Is芒丄= x"2*+ =106.64mm，圆整为87mmW140mm,2cos0 2xcos12。满足要求。m修正螺旋角：0=arccosr2(Z3+Z4)=arccos1'5x坐±85)=13°3,32〃2a 2x87小齿轮分度圆直径:佯=山x28 =43.12mmcos0 cos13o3'32"大齿轮分度圆直径:驚=Z0^If=130・88mmb=屮d=1.0x43.12=43.12mm,d3取B取B=42mm,4B3=47mm。校核齿根弯曲疲劳强度2KTT……7 「］Q=圧YYYYW「1」FbdmFaSa8B3n(1)式中各参数为:(1)因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K=1.5。(2)T［［二2.64x104N(2)T［［二2.64x104N-mm。(3)齿宽b=43.12。(4)模数m=1.5。n2(5)小齿轮分度圆直径：d=43.12mm。3齿形系数Y和应力修正系数Y:Fa Sa齿轮当量齿数:z 〜z= 3 = =30.29,zv3cos3B cos313。3'32〃28z4cos3B cos313°3'32〃85=91.95由参考文献[1]P128图6-19查得齿形系数Y =2.49,YFa3 Fa4=2.19。由参考文献[1]P129图6-20查得应力修正系数Y=1.62,Sa3Y=1.76。Sa4(7)重合度系数Y£由《机械原理》可得公式(tana「(tan20。］a=arctan n=arctant\cosB>、2y1cos13°3'2”丿二20.48。cosPbcos卩•cosa cos13°3'32〃cos20。=°977cosatcos20.48°8..aNCOS2卩0.9772b1.69=1.77由参考文献[1]P126公式(6-13)计算可得:0.75 0.75Y=0.25+ =0.25+ =0.671.77aN⑻由参考文献[1]P140图6-28查得螺旋角系数=0.88之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N=2.56x108；N=8.46x107，3 4由参考文献［1］P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为：Y=0.91;Y=0.95N1 N2由参考文献［1］P126图6-22c，按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS，在ML线（适当延长）查得b 二340MPa；同理，在图6-22b上,查得Flimb 二310MPa；取S二1.25-Flim Flim 'b］—Flim3 :MPaF3 SN31.2Fminb］—Flim4 MPaF4S N41.25Fmin再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式，可得b—YYYY—2x1.05x2.62x104x2.49x1.62x0.67x0.88—44.96MPawb]TOC\o"1-5"\h\zF3bdmFa3Sa3sp 45x43.12x1.5 F33n2KT““w 2x1.05x2.62x104 「]b—亠YYYY— x2.19x1.76x0.67x0.88—42.96MPa<bF4bdmFa4Sa4sP 45x43.12x1.5 F43n所以，齿根弯曲疲劳强度足够。齿轮精度设计（大齿轮）按选择的8级精度，查参考文献［2］齿轮公差表可得，F-±31.5卩m,F-±18卩m，a ptF—70卩m，F—25卩m，F—29卩mp a p齿厚偏差计算（由参考文献［1］可知）:分度圆弦齿高公称值:|1+|1+冬1-cos'90。、l-1.511+竺1-cos［90。）12；Z4J12-:85J」lh—mn2—1.51mm分度圆弦齿厚公称值:s—mn2—1.5x85sin（90。）—2.36mm由参考文献[1]P151中式(6-35)可确定最小侧隙：j 二2(0.06+0.0005a+0.03m)=2(0.06+0.0005x87+0.03x1.5)=0.099mmTOC\o"1-5"\h\zbnmin3 n23齿后上偏差：j 0099|E=—bnmin—= =0.053mm=53卩m，取负值，得E=一53卩m。\o"CurrentDocument"sns2cos 2cos20° snsOh查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差F=56Rmr查标准公差数值表，IT9=130rm查参考文献[1]P151表6-9，径向进刀公差：b=1.26IT9=1.26x130=163.8rm。r齿厚公差：T=2tanX；'F2+b2=2xtan20562+163.82=126卩m。sn Onr r齿厚下偏差：E=E-T=-53-126=-179rm。sni snssn各级齿轮的主要参数具体数值如下:高速级低速级齿数z24952885中心距a91107法面模数mn1.51.5螺旋角011°15’17〃13°3’32〃法面压力角On20°20°端面压力角Ot20.36°20.48°齿宽b43384742齿根高系数标准值h*am11齿顶系数标准值c*0.250.25当里齿数zv25.44100.728.11101.61分度圆直径d36.71145.2930.2991.95第四章轴系零部件设计4.1轴的设计与校核轴的设计（a） 从动轴的设计1、 选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：由于为普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表15-1得a=600Mpa,b查表15-5得[a]T=55Mpab2、 估算轴的最小直径：由表15-2查得A=110，根据公式（15-1）得：d1三A3斗=42.295mm考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即42.295X1.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器，其型号为为HL3,最小直径d1=45mm（b） 主动轴的设计1、 选取材料和热处理的方法，并确定轴材料的许用应力根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用45钢正火处理。查表15-1得6=600Mpa,查表15-5[6]=55Mpa.b 02、 估算轴的最小直径由表[7]查取A=110，根据公式（15-1）得d1三Aj£2=110x孑：423=26.2mmn 3320'2考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%,即26.2X1.05=27.51mm。该轴的外端安装V带轮，为了补偿轴的偏差，选用腹板式带轮，最后取轴的最小直径为d1=30mm。3、 轴的结构设计并绘制草图。1） 确定轴上零件的布置方案和固定方式2） 参考--般减速器机构3）确定轴的各端直径外端直径dl=30mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴径为d2=dl+2h=dl+2X0.07dl=34.2mm，由于该处安装垫圈，故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm（两轴承类型相同）。初选深沟球轴承型号为6209。直径为d4的轴段为轴头，取d=54mm4轴环直径d5=50mm，根据轴承安装直径，查手册得d6=47mm。4、确定各轴的长度：L4=84mm（轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长1~3mm）L1=58mm（HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1比B1短1~3mm）L7=20mm（轴承的宽度B3为19mm，加1mm的挡油环）L5=8mm（轴环宽度为b±1.4h）根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10~15mm l2=5~10mmL6=^+L2—L5=llmm2L3二B3+L2+A=42mm2L2=55mm两轴承的跨距L二B+2L+2A+B=22+2X（5~10）+2X（10~15）+56=135mm3 2 2 2轴的校核根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面,下面分别进行校核：（1）校核a截面IMeada三3 =23.96mm\0.1[]y b-1考虑键槽后，由于da=23.96X1.05=25.158mm<dl=32mm,故a截面安全。（2）校核b截面Meb=M合=107767N・mm:Meb\：O.1Q」］考虑键槽后，由于db=26.96X1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。4.2滚动轴承的选择及校核(a)滚动轴承的选择1、输入轴承选用6209型深沟球轴承，其内径d为45mm,外径D为85mm，宽度B为19mm.Cr=24.5kN根据根据条件，轴承预计寿命16x365x8=48720小时已知nII=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N因为；FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据手册P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0 y2=0⑷计算当量载荷P1、P2根据手册P263表(11-9)取fP=1.5根据手册P262(11-6)式得Pl=fP(xlFRl+ylFAl)=1.5x(lx500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FRl+y2FA2)=1.5x(lx500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算因为；Pl=P2故取P=750.3N所以；角接触球轴承£=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由手册P264(ll-lOc)式得LH=16670/n(ftCr/P)£=16670/458.2x(1x23000/750.3)3=lO475OOh>4872Oh所以预期寿命足够2、输出轴承选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm,外径D=12Omm,宽度B为23mmCr=44.OkN已知nIII=76.4r/minFa=OFR=FAZ=9O3.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表(11-12)得FS=O.O63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63x903.35=569.1N计算轴向载荷FA1、FA2VFS1+Fa=FS2Fa=O・•・任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N求系数x、yFA1/FR1=569.1/9O3.35=O.63FA2/FR2=569.1/93O.35=O.63根据手册P263表(11-8)得：e=O.68因为；FAl/FRlve所以；x1=1y1=O

因为；FA2/FR2ve所以；x2=ly2=0计算当量动载荷Pl、P2根据表(11-9)取fP=1.5根据式(11-6)得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5x(1x903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5x(1x903.35)=1355N计算轴承寿命LH因为；P1=P2故P=1355 £=3根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据手册P264表(11-10)得：ft=1根据手册P264 (11-10c)式得Lh=16670/n(ftCr/P)£=16670/76.4x(1x30500/1355)3=2488378.6h>48720h所以；此轴承合格(b)滚动轴承的校核1、中间轴上滚动轴承正装型号为6207深沟球轴承，查表得，C二26.8KN,C二20.5KN,F=.068F，取e=0.68r 0r drA点总支反力F=F=1707.14Nr1 RAB点总支反力F=F=581.9Nr2 RB2、外部轴向载荷F二F二1046.33NTOC\o"1-5"\h\zae a13、派生轴向力F=.068F二1024.283、派生轴向力d1 r1F=.068F二349.14Nd2 r2F+F=1389.47N〉F，则A被压紧B被放松.d2 ae d1F二F二349.14N,F二1046.33Na2 d2 a1

F1046.33ai= =0.62<e,X=0.41,Y=0.87F1707.14rlF34914y二 二0.6<e,X二0.41,Y二0.87F581.9r22、当量动载荷据工况(工作平稳)，取载荷系数f二1.1则算得当量动载荷如下：pP=f仗頁+Yf])=1.1x(0.41x1707.14+0.87x1046.33)=1771.26NP=f(XF+YF)=1.1x(0.41x581.9+0.87x349.14)=596.56N2 p r2 a23、验算轴承寿命P>P,则只用验算A轴承，预期寿命[l]=8x320x8x2=40960h1 2 h106(C、106(C、60nIP丿106 (26.8x103)360x13211771.26=427607.5h>h则轴承的寿命满足要求.4.3键的选择与校核标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。1、键的选择查表4-1（机械设计基础课程设计）键1：圆头普通平键（A型）b=8mmh=7mmL=28mm键2：圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=45mm键3：圆头普通平键（A型）b=14mmh=9mmL=63mm键4：圆头普通平键（A型）b=20mmh=12mmL=56mm键5：圆头普通平键（A型）b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺钉的选择

考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB5782-86,M6*25和GB5782-86,M10*35,GB5782-86,M10*25三种。选用螺母GB6170-86,M10和GB6170-86,M12两种。选用螺钉GB5782-86,M6*25和GB5782-86,M6*30两种。3、键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1,齿轮2与中间轴之间的键为键2,齿轮3与中间轴之间的键为键3,齿轮4与输出轴之间的键为键4,输出轴与链轮之间的键为键5。校核键的承载能力因为：键1受到的转距T］=34.12N・m键2受到的转距T2=97.78N・m键3受到的转距T2=97.78N・m键4受到的转距T4=357.58N・m键5受到的转距T5=357.58N・m键的材料为钢，轻微冲击，［G］为100〜120Mp，取［g］=110Mpp p2T乂103键的校核公式：g= （k=0.5hl=L-bd为轴的直径）pkid所以：校核第一个键:=43.52MpW[g]p2Tx103 2x34.12校核第一个键:=43.52MpW[g]pg=——1 =—pkid 8x7x28校核第二个键:2Tx10校核第二个键:2Tx103G=2—pkid2x97.78x10314x9x45=34.49MpW[g]p校核第三个键:2Tx1032x97.78x校核第三个键:2Tx1032x97.78x103b= 3 =p kid 14x9x63=24.64MpW[b]p校核第四个键:2Tx103 2x357.58x103b= 4 =—pkid20x12x56=53.21MpW[b]p校核第五个键:2Tx103b=——5—

pkid2x357.58x10