帶式運三輸機傳動裝置中的雙級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書axy

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1、 設計人:伍志剛 二 0 0四 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 十三. 參考資料

2、 一 設計任務書 設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置中的雙級斜齒圓柱齒輪減速器。 序號F (N) V (m/s) D (mm) 生產規(guī)模 工作環(huán)境 載荷特性 工作年限 3 13000 0.45 420 單件 室內 平穩(wěn) 5年(單班) 二.傳動方案得分析擬定: 方案1. 方案2. 外傳動為帶傳動,高速級和低速級均 高速級,低速級,外傳動均為圓柱輪.

3、 為圓柱齒輪傳動. 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

4、置的總效率為 連軸器η1=0.99. 滾動軸承η=0.98 閉式圓柱齒輪η=0.97. V帶η=0.95 運輸機η=0.96 計算得要求: 運輸帶有效拉力為: 13000 N 工作機滾筒轉速為: 0.45r/min 工作機滾筒直徑為: 420 mm 工作機所需有效功率為: 5.85 kw 傳動裝置總效率為: 0.7835701 電動機所需功率為: 7.4 KW 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:

5、960 r/min 四.傳動比的分配及動力學參數(shù)的計算: 滾筒轉速為: 20.4 r/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： =274.2r/min =65.7 r/min =20.4r/min 各軸輸入功率為

6、 =7 KW =6.7 KW =6.4 KW 各軸輸入轉矩為 = 246945.9 Nmm =979920 N.mm =991136 Nmm 五 .傳動零件的設計 一.帶傳動的設計: (1)設計功率為 Pc=KaP=17.5=7.5 (2)∴根據(jù)Pc=7.5KW, n1=274.2857r/min ,初步選用B 型帶 (3)小帶輪基準直徑取

7、Dd1=125mm Dd2= Dd1(1-ε)= 125(1-0.02) mm = 437.5mm (4)驗算帶速v v = = = 6.283185m/s (5)確定中心距及基準長度 初選中心距a0=780mm 符合: 0.7(Dd1+Dd2)

8、 mm = 2500mm A = -- = － = =399.1mm B = = =13203.1mm 取a=781.5mm (6)驗算小帶輪包角α1 α1=180 57.3= 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=6.2 P1

9、=1.75KW ΔP=.17KW 因α=156.1709, Kα=.95 因Ld=2500mm , Z≥ == = 取Z=4 (8)確定初拉力F0及壓軸力FQ =250.15556993821N =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

10、 主動輪轉速： n1=274.2857r/min 齒數(shù)比：u=4.17437 轉矩T1= =246945.9 圓周速度：估計v≤4m/s 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、β、ψd 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

11、齒面齒輪，具體選擇方案如下： 小齒輪：45 ，調質 ，硬度范圍 229-286 大齒輪：45 ， 正火 ，硬度范圍169-217 (2) 確定許用應力 a. 確定極限應力σHlim和σFlim 小齒輪齒面硬度為250 大齒輪齒面硬度為200 σHlim1=720，σHlim2=610 σFlim1=260，σFlim2=180 b. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)Z_N、Y_N N1 =60an_1t = 601274.28578=2.369828E+08

12、 Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。 c. 計算許用應力 3) 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：β= 15，z1= 22，z2= z1u = 224.17437=92。x1=0，x2=0，ψd=0.8 Z_H = 2.45；Z_E = 188.9√MPa ；取Zε =0 .87 Zβ= = =0.98

13、28153 (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d1，計算d1前，還需首先確定系數(shù)：K、Z_H、Z_E、Zβ、Zε。K_A=1， 取Kv=1.1，取Kβ=1.05，取Kα=1.1 則 K=K_AKvKβKα=11.11.051.1=1.2705 Z_H、Z_E、Zβ、Zε的值取初選值 初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 =88.4mm =

14、 =88.4cos15/22 mm = 4mm 取標準模數(shù)mn= 4mm 則 a= =4/2cos15 mm = 236.043mm 圓整后?。篴= 240mm 修改螺旋角： β = = =1811′41″ = 92.63158 齒輪圓周速度為： v = m/s = 1.330335m/s 與估計值相近。 b=ψdd1=.

15、892.63158 =74.1mm 取b2=75mm b1=b2+(5～10)mm=80mm (5)驗算齒輪的彎曲強度條件。 計算當量齒數(shù)： Z_v1= =25.6597 Z_v2= =107.3043 得Y_FS1=4.25，Y_FS2=3.9。取Yε=.72，Yβ=0.9 計算彎曲應力 2KT1 σF1= ----------------=Y_FS1YεYβ=62.18564MPa<325 bd1m1 Y_FS2

16、 σF2=σF1 ------------=57.06447MPa<225 Y_FS1 該方案合格。 小齒分度圓直徑 mm 92.63158 大齒分度圓直徑 mm 387.3684 小齒齒頂圓直徑 mm 100.6316 大齒齒頂圓直徑 mm 395.3684 小齒齒根圓直徑 mm 82.63158 大齒齒根圓直徑 mm 377.3684 小齒齒寬

17、 mm 80 大齒齒寬 mm 75 中心距 mm 240 螺旋角 18.19487 低速級圓柱齒輪就傳動設計結果 1) 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=3.211054 轉矩： T1= =979920 圓周速度：估計v≤4m/s 屬中速、中載

18、、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、β、ψd 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：45 ，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σHlim和σFlim 小齒輪齒面硬度為

19、250 大齒輪齒面硬度為200 σHlim1=720，σHlim2=610 σFlim1=260，σFlim2=180 b. 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)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. 計

20、算許用應力 取S_Hlim=1.3，S_Flim=1.6。 σHlim1Z_N1 7201 σHP1= ------------- = --------- Mpa S_Hmin 1.3 =553.8462MPa σFlim2Z_N2 6101 σHP2= -------------- = --------- Mpa S_Fmin 1.3 =469.2308MPa σFlim1Y_STY_N1 26021 σFP1= -----------

21、----- -------- = --------------- MPa S_Fmin 1.6 =325MPa σFlim2Y_STY_N2 180C21 σFP2=-----------------------------= -------------- MPa S_Fmin 1.6 =225MPa 3) 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，

22、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：β= 15，Z1= 28，Z2=Z1u =283.211054=90。X1=0，X2=0， ψd=0.8 Z_H = 2.45；Z_E = 188.9√MPa ；取Zε =0 .87 Zβ=√cosβ =√ cos15 =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d1，計算d1前，還需首先確定 系數(shù)：K、Z_H、Z_E、

23、Zβ、Zε。 得K_A=1，取Kv=1.1，取Kβ=1.05 ，取Kα=1.1 則： K=K_AKvKβKα=11.11.051.1=1.2705 Z_H、Z_E、Zβ、Zε的值取初選值 初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 =142.6 d1cosβ 142.6cos15 mn= ----------- = --------------------- mm z1 28

24、 = 5mm 取標準模數(shù)mn= 5mm 則 mn 5 a= ------- (z1+z2) = ------------ mm 2cosβ 2cos15 = 305.4065mm 圓整后?。? 305mm 修改螺旋角： mn(z1+z2) 5 (28+90) β=arc cos --------- --

25、-= arc cos -------------- 2a 2305 =1442′44″ mnz1 528 d1= ------- ---- = ------------------- mm cosβ cos1442′44″ = 144.7458 齒輪圓周速度為： n1πd1

26、 65.70708π144.7458 v = --------- ----- = -------------------------------- m/s 60000 60000 =0 .4979855m/s 與估計值相近。 b=ψdd1=0.8144.7458 =115.7mm 取b2=120mm b1=b2+(5～10)mm=125mm (5)驗算齒輪的彎曲強度條件。 計算當量齒數(shù)： Z_v1= Z_v2= Y_

27、FS1=4.1，Y_FS2=3.9。取Yε=0.72， =0.9 計算彎曲應力 σF1= = Y_FS1Yε=76.17229MPa<325 σF2=σF1= =72.45657MPa<225Mpa 該方案合格。 小齒分度圓直徑 mm 144.7458 大齒分度圓直徑 mm 465.2542 小齒齒頂圓直徑 mm 154.7458 大齒齒頂圓直徑 mm 475.2542 小齒齒根圓直徑 mm 132.245

28、8 大齒齒根圓直徑 mm 452.7542 小齒齒寬 mm 125 大齒齒寬 mm 120 中心距 mm 305 螺旋角 14.71234 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，經調質處理，其機械性能及許用應力查表得： =650MPa, =360MPa, =300MPa, =155MPa

29、, =60MPa。 2. 初算最小軸徑: 高速軸的最小軸徑為 = 34.77551mm 中間軸的最小軸徑為 = 55.0558mm 低速軸的最小軸徑為 = 79.8641mm 3、 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_

30、t1 (L0 - L1) + F_t2 (L0 - L2)) / L2 = -3914.8623853211 (N) R_hd = -(R_hc + F_t1 + F_t2) = -1419.1376146789(N) M_h1 = L1 R_hc = -340593.027522936(Nmm) M_h2 = L2 R_hc + F_t1 (L2 - L1) = --6.00266503170133E-11(Nmm) 高速軸的豎直受力： R_vd = = 2448.56574923547(N) R_vc = F_r2 -- F_r1

31、 -- R_vd = --2534.56574923547(N) M_v1 = L1 R_vc = -220507.220183486(Nmm) M_a1 = d1 / 2 F_a1 =71955(Nmm) M_v2 = L2 R_vc + F_r1 (L2 - L1) + M_a1 =-266288(Nmm) M_a2 = d2 / 2 F_a2 = 0(Nmm) R_c = = 4663.70786319208(N) R_c = = 2830.0928956(N) 高速軸的扭矩： Tc = 0

32、 Td = 246945(Nmm) T1 = 246945(Nmm) T2 = 246945(Nmm) 高速軸的合成彎矩： M_1_1 = = 405742.584097711(Nmm) M_1_2 = = 371579.564183342(Nmm) M_2_1 = = 266288(Nmm) M_2_2 = = 0(Nmm) 高速軸的彎扭合成： 折合系數(shù)a =0 .6 M_cac = = 0(Nmm) M_ca1_1 = = 431949.654982253(Nmm) M_ca1_2 = = 400031.039305305(Nmm) M_ca2

33、_1 = = 148167(Nmm) M_ca2_2 = 0(N mm) M_cad = = 304733.914806016(Nmm) 畫出彎矩圖: 由此可以得出危險截面的位置 其內徑為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)α = 0.6 當量彎矩 Mca = = 304733.9(Nmm) 許用應力 [σ]_1 = 95MPa 考慮鍵槽的影響，查附表6-8計算抗彎截面模量Wa 抗彎截面摸量 Wa = 16699.08

34、 Mca 計算應力 σca = ---------- = 18.24854 Wa 因 σca≤[σ]_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 σ_1 = 255 扭剪極限 τ_1 = 140 抗彎截面摸量 Wa = 33673.95 抗扭截面摸量 Wt = 67347.89 M 266288 彎曲應力幅 σa = ---- = ---------------- = 7.9078

35、35MPa Wa 33673.95 T 246945.9 扭剪應力幅 τa = ---- = ------------------= 1.83336MPa 2WT 67347.89 根據(jù)應力變化規(guī)律確定σm、τm 彎曲平均應力 σm = 7.907835MPa 扭剪平均應力 τm = 0MPa (2) 材料的疲勞極限 軸材料為45 根據(jù)軸材料，取ψα=.15，ψτ=.08 (3)危險截面的應力集中系數(shù) k_σ=1

36、.76，k_τ=1.54 (4)表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù) β=.95 ε_σ=.78，ε_τ=.74 (5)考慮彎矩或扭矩作用時的安全系數(shù) Sα = = 14.76268 Sτ= = 34.85899 Sca = = 13.5939> [S] = 1.65 故安全 中間軸和低速軸的校核方法同上.經過計算的也合格. 七 . 鍵聯(lián)接的選擇 位置 軸徑

37、mm 型號 鍵長mm 鍵寬mm 接觸高mm 高速軸 60 A 50 18 7 中間軸 85 A 63 22 9 低速軸 110 A 100 28 10 90 A 110 25 9 高速軸鍵的校核: 轉矩 T = 246945 軸徑 d = 60 平鍵型號為：A 平鍵接觸長度 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] = 150 2T 計算壓強 P = -----------= 58.46236 dlk 因

38、 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: : 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)ft為 1 軸承1當量動負荷為

39、 = 2519.94605542088N 軸承2當量動負荷為 =4600.904151896N 由公式: 計算得: 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.m 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

40、，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.

41、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0.10～0.15mm,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.減速器裝置內裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍 7.減速器外表面涂灰色油漆 8.按減速器的實驗規(guī)程進行試驗 十二 設計小結 經過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，在整個設計過程中，感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的

42、。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化,使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強. 除了知識外，也體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅，認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯,甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定,以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環(huán)境中去,畢竟考慮的還不是很多.而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹

43、.但是經過老師的講解,和自己的更加深入的思考之后,對很多的知識,知其然還知其所以然. 剛剛開始時真的使感覺是一片空白.不知從何處下手.在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據(jù), 尺寸的確定并不是隨心所欲不斷的會冒出一些細節(jié)問題,都必須通過計算查表確定. 設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖，或是計算。的確需要很大的毅力.從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的.通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業(yè)生活吧. 經過這次課程設計感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識,經過訓練能夠非常熟練的使用Word和天喻CAD.并且由于在前期為了選定最終使用的CAD軟

44、件.我還學習使用了InteCAD和開目CAD.掌握了大致的用法,通過比較學習我了解了,CAD軟件的大致框架.覺得受益匪淺. 所以這次課程設計,我覺得自己真的收獲非常的大,打完這行字,真的心一下只放了下來,看到自己完成的成果,真的覺得雖然很累,但覺得很欣慰.這次課程設計應該是達到了預期的效果. 華中科技大學材料學院材控0103班 設計人:伍志剛 2004年1月6日 十三 參考資料 《機械設計課程設計》 唐增寶 何永然 劉安俊 主編 華中科技大學出版社 《機械設計基礎》張衛(wèi)國 楊家軍 主編 華中科技大學出版社