带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计(毕业论文)

天津职业技术师范大学机械设计课程设计设计题目带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计汽车与交通学院（系）汽服1301班设计者马相斌指导老师王亚明/杨斌目录第一章设计任务书 11.1.设计题目 11.2.设计要求 11.3.原始数据 1第二章电动机的选择 12.1.选择电动机的类型 12.2.选择电动机的容量 22.3.确定电动机的转速 2第三章传动装置运动及动力参数计算 33.1.分配传动比 33.2.运动和动力参数计算 3第四章传动装置设计 4.1.齿轮设计 6第五章轴的设计及计算 145.1.中间轴的结构设计 145.2.高速轴的结构设计 155.3.低速轴的结构设计 175.4.轴的校核 19第六章滚动轴承的选择和计算 21第七章键连接的选择和计算 22第八章减速箱体结构及其附件的设计 228.1.减速箱体结构的具体参数和尺寸 228.2.减速箱附件及其结构设计 23第九章心得体会 24参考文献 25第一章设计任务书1.1、设计题目带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计1.2、设计要求（1）设计用于带式运输机的传动装置。（2）连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%。（3）使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。1.3、原始数据运输机工作轴转矩T/(N·m)800850900950800850900800850900运输带工作速度v/(m/s)1.21.251.31.351.41.451.21.31.551.4运输带滚筒直径D/mm360370380390400410360370380390选择第5组数据运输机工作轴转矩：800N·m运输带工作速度：1.4m/s运输带滚筒直径：400mm第二章电动机的选择2.1选择电动机的类型按时间要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。2.2选择电动机的容量电动机所需工作功率为工作机所需功率为滚动轴承效率（一对）,闭式齿轮传动效率,传动滚筒效率,联轴器效率,代入式（1-3）得滚筒轴工作转速：；所需工作机功率：=800*66.88/9550=5.6kw所需电动机功率：=/=5.6/0.903=6.02kw因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由《机械设计综合课程设计》第六章Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为=7.5kw。2.3确定电动机的转速二级圆柱齿轮减速器的传动比为,工作机转速：故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有720/970/1440r/min。3000r/min。由《机械设计综合课程设计》第六章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1-1表1-1额定功率为7.5kw时电动机选择对总体方案影响方案电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)1Y160L-87.5720Y132M-57.59702Y132M-47.51440又因为当工作机转速要求一定时，电动机转速高将使传动比加大，则传动系统中的传动件数，整体体积将相对较大，这可能导致传动系统造价增加，造成整体成本增加，所以选定电动机型号为Y160L-8。第三章传动装置运动及动力参数计算3.1分配传动比总传动比=720/66.88=10.4652.分配传动装置各级传动比两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比联轴器的传动比为注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际总传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定以后才能计算出来。一般，总传动比的实际值与设计要求值得允许误差为3%~5%。3.2运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：1轴（高速轴）：2轴（中间轴）：3轴（低速轴）：4轴（滚筒轴）：1~3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。运动和动力参数的计算结果列于表3-1。表3-1各轴运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/()转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴6.79457201轴6.526.458685.67200.962轴6.266.203183151883.830.963轴6.015.9583782868.612.740.964轴5.895.8382081268.6110.98传动装置设计4.1齿轮设计4.1.1.高速级齿轮传动的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动，精度等级为8级（2）初选螺旋角为（3）材料选择由附表8-1选择大、小齿轮材料为40Cr，并经过调质及表面淬火，齿面硬度为HRC48~55（4）对于闭式硬齿面齿轮，初选小齿轮齿数，大齿轮齿数为取2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（8-17）进行齿轮尺寸的初步确定，即确定式（8-17）内的各计算数值载荷系数，初选小齿轮传递的转矩齿宽系数非对称布置，由表8-4选取应力循环次数为接触疲劳寿命系数由附图8-6得，接触疲劳强度极限由附图8-7（i）按齿面硬度HRC=50，根据MQ延长线查得小齿轮和大齿轮接触疲劳许用应力由表8-4，取安全系数，则取许用接触疲劳强度为计算许用应力（2）试算，则3.修正计算（1）计算高速轴齿轮圆周速度v，则（2）计算高速轴齿轮的圆周力，则（3）计算载荷系数K根据，参考附表8-12，选择8级精度（GB10095-88），高选一个精度等级，完全可以满足工作要求。由附表8-2，查得使用系数。由附图8-1查得动载荷系数，根据，并由附表8-3，对经表面硬化的斜齿8级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数，并由附表8-4，按硬齿面，装配时不做检验调整，8级精度公式计算，则齿向载荷分布系数为故一般情况下，取（4）按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则（5）计算高速轴的斜齿轮的模数，则故取4.按齿轮弯曲疲劳强度计算确定上式中各计算参数（1）当量参数为（2）复合齿形系数根据附图8-4，按当量齿数查得两个齿轮的复合齿形系数为，（3）应力循环次数（与接触疲劳强度的循环次数相同）为（4）弯曲疲劳寿命系数查附图8-5，得，（5）弯曲疲劳强度极限由附图8-8（e）按材料表面淬火MQ线和齿面硬度查得（6）弯曲疲劳许用应力由表8-4，按一般可靠性取安全系数，则因此，有即小齿轮的弯矩疲劳强度较弱，所以计算时应将小齿轮的代入进行计算。（7）根据载荷系数K（按弯曲疲劳强度计算时），则根据，,查附图8-2，得，故（8）计算模数，则对比后按接触疲劳强度的计算结果，取高速级齿轮的模数为5.几何尺寸计算（1）法向模数（2）齿数，（3）中心距为取中心距为155mm。（4）修正螺旋角为（5）计算分度圆直径，则（6）齿宽为圆整后取，（7）计算圆周速度，则根据附表8-12，选择8级精度，高选了一级。4.2.2低速级齿轮传动的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动（2）材料选择由附表8-1选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为241~289HBS，取270HBS。大齿轮材料为45号钢调质，硬度为217~255HBS，取240HBS，大小齿轮硬度差为30HBS。由于是低速级，速度不高，参考附表8-12，选择齿轮精度为9级。（3）对于闭式软齿面齿轮，齿数可以选择较多些，故选小齿轮齿数，大齿轮齿数为取2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（8-7）进行齿轮尺寸的初步确定，即确定式（8-17）内的各计算数值载荷系数，初选小齿轮传递的转矩齿宽系数由表8-3选取低速级齿轮的应力循环次数为接触疲劳寿命系数由附图8-6得，接触疲劳强度极限由附图8-7（f），分别按合金钢（40Cr）MQ线和碳钢MQ的延长线及齿面硬度得，，接触疲劳许用应力由表8-4，取安全系数，则取许用接触疲劳强度为计算许用应力（2）试算，则3.修正计算（1）计算低速轴齿轮圆周速度v，则（2）计算低速轴齿轮的圆周力，则（3）计算载荷系数K根据，参考附表8-12，选择9级精度（GB10095-88）合适。由附表8-2，查得使用系数。由附图8-1查得动载荷系数，根据，并由附表8-3，对未经表面硬化的直齿9级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数，并由附表8-4，选择软齿面及装配时不做检验调整，可按8级精度公式计算，然后放大10%来考虑9级精度的齿向载荷分布系数，则齿向载荷分布系数为故（4）按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则（5）计算高速轴的斜齿轮的模数，则根据附表8-8，确定低速轴的齿轮传动模数为4．低速轴齿轮的几何尺寸计算(1)分度圆直径为(2)中心距为(3)齿宽为圆整后，取，。高速级与低速级齿轮所涉及的参数如表4-2所示表4-2计算齿轮所涉及的主要参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数21802569齿宽5045118113分度圆直径64.46245.54112.5310.5齿顶圆直径70.46251.54121.5319.5齿根圆直径56.96238.04101.25299.25中心距155211.5第五章轴的设计及计算5.1中间轴的结构设计P=6.26Kwn=188r/minT=318N·m1、选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力QUOTE。2、计算最小轴径由《机械设计》表14-1选取QUOTE，根据式（14-3），得圆整后取QUOTE3、轴的结构设计1）确定各轴段直径QUOTE：最小轴段因为要与轴承相配合，查《机械设计综合课程设计》表6-63，选轴承型号6308，QUOTE，则QUOTE，QUOTEQUOTE：此段为齿轮2安装段，轴肩2为过渡部位，区分加工表面，所以QUOTEQUOTEQUOTE：齿轮2的右端采用轴环定位，轴环高度应满足QUOTE，故取QUOTE，所以QUOTEQUOTE：同理QUOTE，为齿轮3安装段，取QUOTEQUOTE：同理QUOTE，与轴承配合，选取6308型号滚动轴承，故QUOTE2）确定各轴段长度QUOTE：与轴承配合段，QUOTE，取QUOTEQUOTEQUOTE：与齿轮2配合段，配合轴段长应比齿轮宽略短，所以QUOTEQUOTE：与齿轮3配合段，取QUOTEQUOTE：与轴承配合，QUOTE，取QUOTEQUOTE：轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取QUOTE，所以QUOTEQUOTE3）确定轴上倒角和圆角QUOTEQUOTE5.2高速轴的结构设计P=6.52Kwn=720r/minT=86N·m1、选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理，硬度为217~255HBS。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力QUOTE。2、计算最小轴径由《机械设计》表14-1选取C=115，根据式（14-3），得因为有键槽，则QUOTE圆整后，取QUOTE3、轴的结构设计由于齿轮1的尺寸相对较小，故将高速轴做成齿轮轴，无须对齿轮进行定位。1）确定各轴段的直径QUOTE：最小轴段，QUOTEQUOTE：轴肩2处对带轮定位，故QUOTEQUOTE：轴肩3处为过度部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，查《机械设计综合课程设计》表6-63，选取轴承型号6307，其主要参数QUOTE，所以QUOTE，QUOTEQUOTE：由于轴肩4对轴承有定位作用，，查《机械设计综合课程设计》表6-63型号6307滚动轴承得，轴承的安装直径为44mm，所以QUOTEQUOTE：同理QUOTE，与轴承配合，选取型号6307，故QUOTE2）确定各轴段的长度QUOTE：由与12轴段配合的带轮宽B=78mm，QUOTEQUOTEQUOTE：查《机械设计综合课程设计》表3-1得地脚螺栓QUOTE轴承旁连接螺栓QUOTE取QUOTE由表3-1可得QUOTEQUOTE箱体轴承孔长QUOTE轴承端盖厚QUOTE装拆螺钉余量取QUOTE则QUOTEQUOTE：与型号6307滚动轴承配合，取QUOTEQUOTEQUOTE：与型号6307滚动轴承配合，取QUOTEQUOTEQUOTE：取QUOTE3）确定轴上倒角和圆角QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE5.3低速轴的结构设计P=6.02Kwn=68.61r/minT=837N·m1、选择轴的材料及热处理方法选择轴的材料为45号钢，调质处理，硬度为217~255HBS。由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力QUOTE。2、计算最小轴径由《机械设计》表14-1选取C=110，根据式（14-3），得因为联轴器安装在此轴段，且用键连接传递转矩。考虑到键槽会削弱轴的强度，故应将计算轴径适当增大，所以因为要兼顾联轴器安装孔的直径系列，最终取QUOTE3、轴的结构设计轴上零件的定位及轴的主要尺寸的确定（1）轴端联轴器的选用和定位。轴传递的转矩为由附表15-4查取联轴器工作的情况系数QUOTE，按式（15-1）求得计算转矩为根据QUOTE值，查国标GB/T5014-2003，选用LX4型弹性柱销联轴器，J型轴孔，其安装孔径QUOTE；联轴器的毂孔长QUOTE，故取轴与其配合段长QUOTE；按轴径选用平键截面尺寸QUOTE，键长为70mm（GB/T1095-2003）。（2）轴承、齿轮的定位及轴段主要尺寸1）计算各轴段的直径QUOTE：由以上分析计算可得QUOTEQUOTE轴肩2处对半联轴器有轴向定位，QUOTEQUOTE轴肩3处为过渡部位，区分加工表面，轴段34与轴承配合，轴承仅承受径向力，因QUOTE，查《机械设计综合课程设计》表6-63，选取6313滚动轴承，其主要参数QUOTE，QUOTE，QUOTE。QUOTE由于轴肩4对轴承有定位作用，查《机械设计综合课程设计》表6-63型号6013得，其安装尺寸为77mm，所以QUOTEQUOTE同理QUOTE，QUOTEQUOTE对轴承的要求通过套筒来实现，QUOTEQUOTE轴肩6对齿轮4有轴向定位要求，为保证齿轮端面能靠紧定位面，通常取QUOTE，取QUOTE，故QUOTE2）计算各轴段的长度QUOTE由于12轴段配合的半联轴器孔长QUOTE故QUOTEQUOTE查《机械设计综合课程设计》表3-1得地脚螺栓QUOTE轴承旁连接螺栓直径QUOTE取QUOTE由表3-1可得QUOTEQUOTE箱体轴承孔长QUOTE轴承端盖厚取QUOTE装拆螺钉余量取QUOTE则QUOTEQUOTE与轴承6013配合，取QUOTEQUOTEQUOTE轴环宽度，为了有足够的强度来承受轴向力，通常取QUOTE，故取QUOTEQUOTEQUOTE由于与之相配合的齿轮4宽QUOTE，配合轴段长应比齿轮宽略短，所以QUOTEQUOTEQUOTE故取QUOTEQUOTEQUOTEQUOTE3）确定轴上倒角和圆角QUOTEQUOTE5.4轴的校核这里只以高速轴为例进行校核1、轴的受力分析1.1轴上力的作用点位置和支点跨距的确定：齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定低速轴上的齿轮的作用点位置。轴上安装的6313轴承，为深沟球轴承，因此可知负荷作用中心到轴承外端面的距离QUOTEQUOTE，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距；齿轮的力作用点到左支点A的距离为。齿轮的力作用点到右支点C的距离为QUOTE1.2绘制轴的力学模型图齿轮啮合处作用有径向力和圆周力，根据齿轮转向，可确定两者方向，画出受力简图（图a）。取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。齿轮啮合力即为作用于轴上的载荷，将其分解为垂直面受力（图b）和水平面受力（图d）。1.3轴上载荷计算齿轮的圆周力：齿轮的径向力：1.4轴上支反力计算水平面内的支反力：即解得：，垂直面内的支反力：即解得：，1.5轴弯矩计算及弯矩图绘制计算截面B处的弯矩：水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：分别画出垂直面和水平面的弯矩图（图c和图e），求合成弯矩并画出其弯矩图（图f），则1.6画出扭矩图（图g）2.按弯矩合成校核轴的强度截面B处的弯矩最大，以其为危险截面进行强度校核。根据《机械设计》式（14-6），取（单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力），考虑键槽影响，将B截面轴径乘以0.94，则有B截面强度足够，故安全。第六章滚动轴承的选择和计算这里只以低速轴上的滚动轴承为例由计算轴时初选轴承型号6313，因轴承支点跨距小于300mm，故采用两端固定的轴承组合。查《机械设计综合课程设计》表6-23深沟球轴承可知，,1.计算轴承受到的径向载荷由前面的计算可知，2.计算轴承的当量动载荷由于轴承只承受纯径向载荷，且载荷较平稳，查《机械设计》附表13-2可得，冲击载荷系数，所以3.验算轴承的寿命应以2轴承的当量动载荷为计算依据，轴承的预期寿命为所选轴承的寿命为故所选轴承满足要求。第七章键连接的选择和计算1.选择键的类型和尺寸因为安装齿轮处轴径，由《机械设计综合课程设计》表6-57可查得，当轴径时，键的宽度为，高度为。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为（略小于轮毂宽度）。2.校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，键的工作长度，接触高度，查《机械设计》表5-2，按照有轻微冲击，取许用挤压应力，则有故键连接满足挤压强度条件。第八章减速箱体结构及其附件的设计8.1减速箱体结构的具体参数和尺寸见表8-1表8-1减速箱体结构的具体参数名称符号减速器型式及尺寸关系箱座厚度δ15mm箱盖厚度δ112mm箱盖凸缘厚度b118mm箱座凸缘厚度b22.5mm箱座底凸缘厚度b237.5mm地脚螺钉数目n4地脚螺钉直径df20mm轴承旁边联结螺栓直径d116mm盖与座联结螺栓直径d212mm联接螺栓d2的间距l160mm轴承端盖螺钉直径d310mm视孔盖螺钉直径d48mm定位销直径d8mm至外箱壁距离、至凸缘边缘距离C1C2地脚螺栓：C1min=26mm,C2min=24mm,D0