帶式運輸機傳動裝置中的雙級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書綜述

1、設計人:00四年一月目錄一.設計任務二.傳動方案的分析與擬定三.電動機的選擇四.傳動比的分配及動力學參數(shù)的計算五.傳動零件的設計計算六.軸的設計計算七.鍵的選擇和計算八.滾動軸承的選擇及計算九.連軸器的選擇十.潤滑和密封方式的選擇，潤滑油的牌號的確定十一.箱體及附件的結構設計和選擇十二.設計小結載荷特性工作年限平穩(wěn) 5 年 (單班 )序號F(N)V(m/s)D(mm)生產(chǎn)規(guī)模工作環(huán)境3130000.45420單件室內(nèi)二.傳動方案得分析擬定:方案 2.高速級,低速級,外傳動為圓柱齒輪傳動 .方案1.外傳動為帶傳動,高速級和低速級均均為圓柱輪.方案的簡要對比和選定：兩種方案的傳動效率，第一方方案稍

2、高.第一方案，帶輪會發(fā)生彈性滑動，傳動比不夠精確.第二方案用齒輪傳動比精確程度稍高.第二方案中外傳動使用開式齒輪，潤滑條件不好，容易產(chǎn)生磨損膠合等失效形式，齒輪的使用壽命較短.另外方案一中使用帶輪，可用方便遠距離的傳動.可以方便的布置電機的位置.而方案二中各個部件的位置相對比較固定.并且方案一還可以進行自動過載保護.綜合評定最終選用方案一進行設計.三.電動機的選擇：計算公式：工作機所需要的有效功率為：P=Fv/1000從電動機到工作級之間傳動裝置的總效率為：.連軸器ri1=0.99.滾動軸承ri=0.98閉式圓柱齒輪/三混:藥一板一彳4一%V 帶 ri =0.95 計算得要求： 運輸帶有效拉力

3、為 工作機滾筒轉速為 工作機滾筒直徑為運輸機ri =0.96工作機所需有效功率為： 傳動裝置總、效率為:13000 N 0.45r/min420 mm 5.85 kw 0.7835701電動機所需功率為：7.4KW由滾筒所需的有效拉力和轉速進行綜合考慮電動機的型號為：Y160M-6電動機的滿載轉速為：960r/min四.傳動比的分配及動力學參數(shù)的計算滾筒轉速為：20.4r/min總傳動比為46.91445去外傳動的傳動比為3.5.則減速器的傳動比為：-=46.9/3.5=13.4又高低速級的傳動比由計算公式：得減速器的高速級傳動比為:4.1.低速級為:3.2各軸轉速為：理o福1=泡嗎,=274

4、.2r/min，-=65.7r/min.-=20.4r/min各軸輸入功率為-二7KW-=6.7KW三-口.一=6.4KW各軸輸入轉矩為''''_r6_J_=246945.9Nmm_：匕匚：二979920N.mm，二0二L=991136Nmm3班五.傳動零件的設計一.帶傳動的設計：(1)設計功率為Pc=KaP=1X7.5=7.5.根據(jù)Pc=7.5KW,n1=274.2857r/min，初步選用B型帶小帶輪基準直徑取Dd1=125mm盟12742857(4)驗算帶速vV =.7n60000Dd2=而Dd1(1-e)=6交QX125X-(3.02)mm=437.5m

5、m：i一：一-=6.283185m/s60000(5)確定中心距及基準長度初選中心距a0=780mm符合:0.7(Dd1+Dd2)<a0<2(Dd1+Dd2)得帶基準長度Ld= 2a0 +(Dd1+Dd2) +=2X780 + , (125+450) +2(Dd2-Ddl) X (Dd2-Ddl)4a0mm=2500mmLd . X (Ddl+Dd2) A =-=399.1mmB =二， =13203.1mm25002(125 45。)48=：'.''；一二8取a=781.5mm(6)驗算小帶輪包角alDd2_Dd，a1=180°義"支5

6、7.30=156.1709>12在要求范圍以上，包角合適(7)確定帶的根數(shù)Z因Dd1=125mm,i=3.5,V=6.2P1=1.75KWAP=.17KW因a=156.1709°,Ka=.95因Ld=2500mm,PcKaPcP(Pl+APl)RctKZ4=取Z=4(8)確定初拉力F0及壓軸力FQ1X7.5(1,75+17)X.95x1.03F。=5005長.)月J=250=1958.131N高速級圓柱齒輪傳動設計結果1)要求分析(1)使用條件分析傳遞功率：P1=7.092537kW主動輪轉速：n1=274.2857r/min齒數(shù)比：u=4.17437

7、轉矩T1=9.55106a=9.55106圓周速度：估計v4m/sni7.092537=246945.9274.2857屬中速、中載、重要性和可靠性一般的齒輪傳動2)設計任務確定一種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案，包括:一組基本參數(shù)：m、z1、z2、x1、x2、8主要幾何尺寸：di、d2、a、等選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力選擇齒輪材料、熱處理方式按使用條件，可選用軟齒面齒輪，也可使用硬齒面齒輪，具體選擇方案如下:小齒輪：45,大齒輪：45,(2)確定許用應力a.確定極限應力調質，硬度范圍229-286正火,硬度范圍169-217o-Hlim和o-Flim小齒輪齒面硬度為25

8、0大齒輪齒面硬度為200(rHlim1=720,(rHlim2=610(rFlim1=26QaFlim2=180b.計算應力循環(huán)次數(shù)N,確定壽命系數(shù)Z_N、Y_NN1=60an_1t=601X274.28578=2.369828E+08N12.369828E+08N2=5.6774.17437Z_N1=1Z_N2=1;Y_N1=1,Y_N2=1。c.才算許用應力SHlim=1.3,SFlim=1.6.CTHP1HlimZn7201=MPa=533.MPa1.3cHP2°Flim2ZN2SFmin260?2?1MP=325MPa1.6crHP2s°Flim2ZN2Fmin61

9、01MPa=469.23MPa1.3180C2 11.6MPa = 225MPaFlFlim2Y_STY_N2二FP2-SFmin3)初步確定齒輪的基本參數(shù)和類型(1)選擇齒輪類型根據(jù)齒輪的工作條件，可選用直齒圓柱齒輪傳動，也可選用斜齒圓柱齒輪傳動，若為直齒圓柱齒輪，可將螺旋角設為0(2)選擇齒輪精度等級按估計的圓周速度，由表3-5初步選用8精度(3)初選參數(shù)初選：B=15,°z1=22,z2=z1>U=224.17437=92。x1=0,x2=0,巾d=0.8Z_H=2.45;Z_E=188.9，MPa取Ze=0.87Z0二cos：=.COS15=0.9828153(4)初步

10、計算齒輪的主要尺寸由于選用軟齒面齒輪的方案，該齒輪應先按接觸強度設計，然后校核其彎曲強度根據(jù)接觸強度的設計公式應先計算小齒輪的分度圓直徑d1,計算d1前,還需首先確定系數(shù)：K、Z_H、Z_E、Z0、Ze。K_A=1,取Kv=1.1,取K0=1.05,取Ka=1.1WJK=K_AKvKKa=1X1.1X1.05X1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z0、Ze的值取初選值瓦步計算出齒輪的分度圓直徑d1、mn等主要參數(shù)和幾何尺寸出二25Io派明 h=88.4mmt3?i cos . 一 0，一.= = =88.4 Cos15 /22 mm = 4mm與取標準模數(shù)mn= 4mm則a= : =4/2co

11、s15 mm = 236.043mm2 cos §圓整后?。篴= 240mm修改螺旋角：B ="匚0竺曰88.4?cos1522=18° 11' 41-arc cosmarc cos?2 .2acos181141=92.63158齒輪圓周速度為:n1 -：d1 _ 274.2857 i 92.63158 v =6000060000m/s=1.330335m/s與估計值相近。b=WdXd1=.8X92.63158=74.1mm取b2=75mmb1=b2+(510)mm=80mm(5)驗算齒輪的彎曲強度條件。計算當量齒數(shù)：_Z1_Zv1=焉=25.6597Zv

12、2=107.3043_cos3_得Y_FS1=4.25,Y_FS2=3.9。取Ye=.72丫6=0.9計算彎曲應力2KT1(t!=Y_FS1YeY0=62.18564MPa<325bdlmlY_FS2(TF2=(TF-=57.06447MPa<225Y_FS1該方案合格。小ir分度圓直徑mm92.63158大四分度圓直徑mm387.3684小齒齒頂圓直徑mm100.6316大齒齒頂圓直徑mm395.3684小兇兇根圓直什mm82.63158大四四根圓直什mm377.3684、兇兇范mm80AlAlIA1Mmm75中心距mm240螺旋角018.19487低速級圓柱齒輪就傳動設計結果1

13、)要求分析(1)使用條件分析傳遞功率：P1=6.742166kW主動輪轉速：n1=65.70708r/min齒數(shù)比：u=3.2110546.74216665.707086P16轉矩：T1=9579920-9.55106圓周速度：估計v<4m/sni屬中速、中載、重要性和可靠性一般的齒輪傳動(2)設計任務包括:確定一種能滿足功能要求和設計約束的較好的設計方案,一組基本參數(shù)：m、z1、z2、x1、x2、秋巾d主要幾何尺寸：d1、d2、a、等2)選擇齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力(1)選擇齒輪材料、熱處理方式按使用條件，可選用軟齒面齒輪，也可使用硬齒面齒輪，具體選擇方案如下所示：小齒輪：4

14、5，調質，229-286大齒輪：45，正火，169-217(2) 確定許用應力a.確定極限應力o-Hlim和o-Flim小齒輪齒面硬度為250大齒輪齒面硬度為200(THlim1=720(THlim2=610(TFlim1=260(TFlim2=180b. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)Z_N、Y_NN1=60an_1t=601>65.707088=5.677092E+07N15.677092E+07N2=1.767984E+07u3.211054Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。c. 計算許用應力取S_Hlim=1.3，S_Flim=1.6。(THlim1Z_N1

15、720X(tHP1二=MpaS_Hmin1.3=553.8462MPa(TFlim2Z_N2610X1(THP2=MpaS_Fmin1.3=469.2308MPa(TFlim1Y_STY_N1260>2M(TFP1=MPaS_Fmin1.6=325MPa6Flim2Y_STY_N2180C2X1bfp2=MPaS_Fmin1.6=225MPa3) 初步確定齒輪的基本參數(shù)和類型(1) 選擇齒輪類型根據(jù)齒輪的工作條件，可選用直齒圓柱齒輪傳動，也可選用斜齒圓柱齒輪傳動，若為直齒圓柱齒輪，可將螺旋角設為0(2) 選擇齒輪精度等級按估計的圓周速度，初步選用8精度(3)初選參數(shù)初選：B=15,

16、76;Z1=28,Z2=Z1Xu=28>3.211054=90=X1=0,X2=0,巾d=0.8Z_H=2.45;Z_E=188.9，MPa取Ze=0.87ZB=，cosB=Vcos150=0.9828153(4)初步計算齒輪的主要尺寸由于選用軟齒面齒輪的方案，該齒輪應先按接觸強度設計，然后校核其彎曲強度根據(jù)接觸強度的設計公式應先計算小齒輪的分度圓直徑di，計算di前,還需首先確定系數(shù)：K、Z_H、Z_E、Z0、Ze。得K_A=i,取Kv=1.1,取K0=1.05,取Ka=1.1WJ:K=K_AKvKKa=1X1.1X1.05X1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z0、Ze的值取初選值初

17、步計算出總的分度圓直徑d1、mn等主要參數(shù)和幾何尺寸出二仔若丹2丁I b透 口=142.6d1cos0mn=z1142.6 Cos15°mm28=5mm取標準模數(shù)mn=5mm則mn5a=(z1+z2)=mm2cosB2cos15°=305.4065mm圓整后?。?305mm修改螺旋角：mn(z1+z2)5Q8+90)B=arcco-=arccos2a2X305=14°42'44mnXz15>28d1=mmcosBcos14°42'44=144.7458齒輪圓周速度為：n1兀d165.70708X兀X144.7458v=m/s6000

18、060000=0.4979855m/s與估計值相近。b=WdXd1=0.8144.7458=115.7mm取b2=120mmb1=b2+(510)mm=125mm(5)驗算齒輪的彎曲強度條件。計算當量齒數(shù)：Zv1=Z1=30.945_cos3Zv2=_Z27T=99.4663_cos3Y_FS1=4.1,Y_FS2=3.9。取Ye=0.72Yp=0.9計算彎曲應力一(TF1=2Kti=Y_FS1YeYP=76.17229MPa<325bd1ml_Y_(TF2=(TF1YFS2=72.45657MPa<225MpaY1_FS1該方案合格。小齒分度圓直徑mm144.7458大四分度圓直

19、徑mm465.2542小齒齒頂圓直徑mm154.7458大齒齒頂圓直徑mm475.2542小兇兇根圓直什mm132.2458大兇兇根圓直什mm452.7542'兇兇范mm125AlAlIA1Mmm120中心距mm305螺旋角014.71234六.軸的設計計算1、選擇軸的材料：在減速器中有三根軸，傳遞的功率都屬于中小型功率，故軸的材料可選擇45鋼，經(jīng)調質處理，其機械性能及許用應力查表得：E=650MPa?J=360MPa,-.=300MPa,-.=155MPa,二=60MPa。2.初算最小施徑：,3厘高速軸的最小軸徑為.=34.77551mm中間軸的最小軸徑為.J：=55.0558mm低

20、速軸的最小軸徑為=79.8641mm3、軸的結構設計按工作要求，軸上所支承的零件主要有帶輪，齒輪，擋油盤及滾動軸承。齒輪和帶輪通過平鍵周向定位，齒輪的軸向通過軸環(huán)和擋油盤定位固定，帶輪的軸向通過軸肩定位。軸的受載簡圖如下：各個力的計算過程如下：高速軸的水平受力：R_hc=(-F_t1(L0-L1)+F_t2(L0義L2)/L2=-3914.8623853211(N)R_hd=-(R_hc+F_t1+F_t2)=-1419.1376146789(N)M_h1=L1XR_hc=-340593.027522936(Nmm)M_h2=L2a_hc+F_t142-L1)=-6.0026650317013

21、3E-11(Nmm)高速軸的豎直受力：Fa1-Fa2Fr2L0-FML1=2448.56574923547(N)Rvd=22一L2R_vc=F_r2F_r1-R_vd=-2534.56574923547(N)M_v1=L1a_vc=-220507.220183486(NmnM_a1=d1/2F_a1=71955(Nmm)M_v2=L2a_vc+F_r1(L2-L1)+M_a1=-266288(Nmm)<M_a2=d2/2F_a2=0(Nmm)R_c=2JRhc2+R_vc2=4663.70786319208(N)R_c=2jRvd2+R_Vd2=2830.0928956(N)高速軸的扭矩

22、：Tc=0Td=246945(Nmm)T1=246945(Nmm)T2=246945(Nmm)高速軸的合成彎矩：M_1_1=,MM2+m/=405742.584097711(Nmm)FaiFa2鑒Fr2L0一F”L1M_1_2 =371579.564183342(N mm)22M_2_1=q'Mh22+(Mv2)2=266288(Nmm)M_2_2=Jm_a22=0(Nmm)高速軸的彎扭合成：折合系數(shù)a=0.6M_cac=個(a/Tc)2=0(Nmm)M_ca1_1=2/m1jl2+aMT,2=431949.654982253(Nmm)M_ca1_2=gM_2UT,2=400031.0

23、39305305(Nmm)M_ca2_1=3M-2均/工2=148167(Nmm)M_ca2_2=0(Nmm)M_cad=加,2+aMT22=304733.914806016(Nmm)畫出彎矩圖：查看扭矩圖查看彎ffi合成圖j "工 nTTJn-IJ 13111Tin TT ET工 H T.4由此可以得出危險截面的位置其內(nèi)徑為60mm高速軸的強度校核：危險截面處彎矩M=266288危險截面處扭矩T=246945扭矩修正系數(shù)a=0.6當量彎矩Mca=2M2aT2=304733.9(Nmm)許用應力打_1=95MPa考慮鍵槽的影口仄查附表6-8計算抗彎截面模量Wa抗彎截面摸量Wa=166

24、99.08Mca計算應力ca=18.24854Wa因o-ca<o-_1故安全高速軸的安全系數(shù)校核：(1)截面上的應力危險截面處彎矩M=266288危險截面處扭矩T=246945.9彎曲極限(r_1=255扭剪極限r(nóng)_1=140抗彎截面摸量Wa=33673.95抗扭截面摸量Wt=67347.89M266288彎曲應力幅(Ta=-=7.907835MPaWa33673.95T246945.9扭剪應力幅ra=-=1.83336MPa2WT67347.89根據(jù)應力變化規(guī)律確定erm、tm彎曲平均應力(rm=7.907835MPa扭剪平均應力rm=0MPa材料的疲勞極限軸材料為45根據(jù)軸材料，取巾

25、a=.1,5巾p=.08(3)危險截面的應力集中系數(shù)k_(t=1.76k_r=1.54(4)表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)B=.95£_(T=.78e_T=.74(5)考慮彎矩或扭矩作用時而安全系窺=14.76268-cc-Sa=Sa-k；-.二a,彳：m=34.85899Sca=SS=13.5939>S=1.652S2s2故安全中間軸和低速軸的校核方法同上.經(jīng)過計算的也合格.七.鍵聯(lián)接的選擇位置軸徑mm型號鍵長mm鍵寬mm接觸高mm高速軸60A50187中間軸85A63229低速軸110A100281090A110259高速軸鍵的校核：轉矩T=246945軸徑d=60平鍵型號為：A平

26、鍵接觸長度l=32平鍵接觸高度k=4.4聯(lián)結類型為動聯(lián)結許用壓強P=1502T計算壓強P=58.46236dlk因P<P動聯(lián)結平鍵強度校核合格八.滾動軸承選擇和校核經(jīng)過分析可得各個軸均須承受一定的軸向力，故考慮選擇角接觸球軸承由各個軸的結構尺寸可查表可以選擇：高速軸選7213C,中間軸選7218C,低速軸選7220C在此僅以高速軸的滾動軸承為典型進行校核徑向力和軸向力的計算公式為：戶用二）衣理+衣期月b=+氏磔_%6_/_FrQj=Qn-=:設計需求：軸承工作時間為14400小時額定動負荷Cr=53800N額定動負荷C0r=46000N軸承負荷系數(shù)fp為1.1溫度系數(shù)ft1軸承1當量動負

27、荷為K=力（均月1+"&）=2519.94605542088N軸承2當量動負荷為舄=（&%!+右或"=4600.904151896N由公式：z=計算得:*60邦耳軸承1計算壽命為591931.27小時軸承2計算壽命為97255.79小時九.聯(lián)軸器的選擇選用彈性連軸器：軸徑為90mm公稱轉矩：2800N.m2c95X95選用TL11-GB4323-84主動端：J型軸孔，A型鍵槽，95mm,=132mm從動端：J1型軸孔，A型鍵槽，95mm,=132mm十.潤滑和密封方式的選擇，潤滑油的牌號的確定所有軸承用脂潤滑，滾珠軸承脂ZG69-2；齒輪用油潤滑，并采用油池

28、潤滑的方式，牌號CKC150;這樣對所有的軸承都要使用鑄造擋油盤。軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈十一.箱體及附件的結構設計和選擇1) .減速器結構:減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。2) .注意事項:1 .裝配前,所有的零件用煤油清洗,箱體內(nèi)壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料;2 .齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于0.211mm低速級側隙也不應小于0.211mm;3 .齒輪的齒側間隙最小=0.09mm.齒面接觸斑點高度45%,長度60%;4 .角接觸球軸承7213C,7218C,7220c的軸向游隙均為0.100.15mm,用潤滑脂潤滑.5 .箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片,允許涂密封膠和水玻璃.各密封處不允許漏油;6 .減