帶式運輸機傳動裝置中的雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書axy

1、 設(shè)計人:伍志剛二 0 0四 年 一 月 目錄一. 設(shè)計任務(wù)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(xué)參數(shù)的計算五. 傳動零件的設(shè)計計算六. 軸的設(shè)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(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇十二. 設(shè)計小結(jié)十三. 參考資料一 設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目：設(shè)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(chǎn)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(nèi) 平穩(wěn) 5年(單班)二.傳動方案得分析擬

2、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. 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(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(yuǎn)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(shè)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=F·v/1000

3、從電動機到工作級之間傳動裝置的總效率為 連軸器1=0.99. 滾動軸承=0.98 閉式圓柱齒輪=0.97.V帶=0.95 運輸機=0.96計算得要求:運輸帶有效拉力為: 13000 N工作機滾筒轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速進行綜合考慮:電動機的型號為: Y160M-6 電動機的滿載轉(zhuǎn)速為: 960 r/min四.傳動比的分配及動力學(xué)參數(shù)的計算:滾筒轉(zhuǎn)速為: 20.4 r/min總傳動比為 46.91445去外傳動的傳動比為3.5.

4、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(zhuǎn)速為： =274.2r/min =65.7 r/min =20.4r/min各軸輸入功率為 =7 KW =6.7 KW =6.4 KW各軸輸入轉(zhuǎn)矩為 = 246945.9 N·mm =979920 N.mm =991136 N·mm 五 .傳動零件的設(shè)計一.帶傳動的設(shè)計:(1)設(shè)計功率為 Pc=KaP=1×7.5=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(zhǔn)直徑取Dd1

5、=125mm Dd2= Dd1(1-)= ×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(zhǔn)長度 初選中心距a0=780mm 符合: 0.7(Dd1+Dd2)<a0<2(Dd1+Dd2)得帶基準(zhǔn)長度Ld= 2a0 + (Dd1+Dd2) + =2×780 + (125+450) + mm= 2500mmA = - = = =399.1mm B = = =13203.1mm取a=781.5mm(6)驗算小帶輪包角1 1=180° × × 57

6、.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=1.75KW P=.17KW 因=156.1709°, K=.95因Ld=2500mm , Z = = 取Z=4(8)確定初拉力F0及壓軸力FQ =1958.131N高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計結(jié)果1) 要求分析(1) 使用條件分析 傳遞功率：P1=7.092537kW 主動輪轉(zhuǎn)速： n1=274.2857r/min 齒數(shù)比：u=4.17437 轉(zhuǎn)矩T1= =246945.9圓周速度：估計v4m/s屬中速、中載、重要性和可靠性一般的齒輪傳動(

7、2) 設(shè)計任務(wù) 確定一種能滿足功能要求和設(shè)計約束的較好的設(shè)計方案，包括： 一組基本參數(shù)：m、z1、z2、x1、x2、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(yīng)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：小齒輪：45 ，調(diào)質(zhì) ，硬度范圍 229-286 大齒輪：45 ， 正火 ，硬度范圍169-217 (2) 確定許用應(yīng)力a. 確定極限應(yīng)力Hlim和Flim 小齒輪齒面硬度為250 大齒輪齒面硬度為200 Hlim1=720，Hlim2=610 Flim1=260，F(xiàn)lim2=180b. 計算應(yīng)力循環(huán)次

8、數(shù)N，確定壽命系數(shù)Z_N、Y_N N1 =60an_1t = 60×1×274.2857×8=2.369828E+08 Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。c. 計算許用應(yīng)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(shè)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：= 15°，z1= 22，z2= z1×u = 22×4.17437=92。x1=0，x2=0，d=0

9、.8Z_H = 2.45；Z_E = 188.9MPa ；取Z =0 .87Z= = =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(yīng)先按接觸強度設(shè)計，然后校核其彎曲強度根據(jù)接觸強度的設(shè)計公式應(yīng)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、Z、Z。K_A=1，取Kv=1.1，取K=1.05，取K=1.1則 K=K_AKvKK=1×1.1×1.05×1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z、Z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 = =88.4×

10、;cos15°/22 mm = 4mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn= 4mm 則a= =4/2cos15° mm = 236.043mm 圓整后?。篴= 240mm修改螺旋角： = = =18°1141 = 92.63158齒輪圓周速度為： v = m/s = 1.330335m/s與估計值相近。 b=d×d1=.8×92.63158 =74.1mm 取b2=75mm b1=b2+(510)mm=80mm(5)驗算齒輪的彎曲強度條件。計算當(dāng)量齒數(shù)： Z_v1= =25.6597 Z_v2= =107.3043 得Y_FS1=4.25，Y_FS2=3.9。取Y

11、=.72，Y=0.9計算彎曲應(yīng)力 2KT1 F1= -=Y_FS1YY=62.18564MPa<325 bd1m1 Y_FS2 F2=F1 -=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 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(shè)計結(jié)果1) 要求分析(1) 使用條件分析

12、傳遞功率：P1=6.742166kW 主動輪轉(zhuǎn)速： n1=65.70708r/min齒數(shù)比：u=3.211054轉(zhuǎn)矩： T1= =979920圓周速度：估計v4m/s屬中速、中載、重要性和可靠性一般的齒輪傳動(2) 設(shè)計任務(wù) 確定一種能滿足功能要求和設(shè)計約束的較好的設(shè)計方案，包括： 一組基本參數(shù)：m、z1、z2、x1、x2、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(yīng)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(diào)質(zhì) ，229-286 大齒輪：45 ，正火 ，169-217 (2) 確定

13、許用應(yīng)力a. 確定極限應(yīng)力Hlim和Flim 小齒輪齒面硬度為250 大齒輪齒面硬度為200 Hlim1=720，Hlim2=610 Flim1=260，F(xiàn)lim2=180b. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)Z_N、Y_N N1 = 60an_1t = 60×1×65.70708×8=5.677092E+07 N1 5.677092E+07 N2= - = - = 1.767984E+07 u 3.211054Z_N1=1Z_N2=1；Y_N1=1，Y_N2=1。c. 計算許用應(yīng)力取S_Hlim=1.3，S_Flim=1.6。 Hlim1Z_N1 720

14、5;1HP1= - = - Mpa S_Hmin 1.3 =553.8462MPa Flim2Z_N2 610×1HP2= - = - Mpa S_Fmin 1.3 =469.2308MPa Flim1Y_STY_N1 260×2×1FP1= - - = - MPa S_Fmin 1.6 =325MPa Flim2Y_STY_N2 180C2×1FP2=-= - MPa S_Fmin 1.6 =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

15、角設(shè)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：= 15°，Z1= 28，Z2=Z1×u =28×3.211054=90。X1=0，X2=0，d=0.8Z_H = 2.45；Z_E = 188.9MPa ；取Z =0 .87 Z=cos = 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(yīng)先按接觸強度設(shè)計，然后校核其彎曲強度根據(jù)接觸強度的設(shè)計公式應(yīng)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、Z、Z。 得K_A=1，取Kv=1.1，取K

16、=1.05，取K=1.1則： K=K_AKvKK=1×1.1×1.05×1.1=1.2705Z_H、Z_E、Z、Z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 d1cos 142.6×cos15° mn= - = - mm z1 28 = 5mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn= 5mm 則 mn 5 a= - (z1+z2) = - mm 2cos 2cos15° = 305.4065mm圓整后?。? 305mm修改螺旋角： mn(z1+z2) 5 ×(28+90) =arc cos - -= arc

17、cos - 2a 2×305 =14°4244 mn×z1 5×28 d1= - - = - mm cos cos14°4244 = 144.7458齒輪圓周速度為： n1d1 65.70708××144.7458 v = - - = - m/s 60000 60000 =0 .4979855m/s與估計值相近。 b=d×d1=0.8144.7458 =115.7mm 取b2=120mm b1=b2+(510)mm=125mm(5)驗算齒輪的彎曲強度條件。計算當(dāng)量齒數(shù)： Z_v1= Z_v2= Y_FS1=4.1，

18、Y_FS2=3.9。取Y=0.72， =0.9計算彎曲應(yīng)力 F1= = Y_FS1Y=76.17229MPa<325F2=F1= =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 132.2458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(shè)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

19、型功率，故軸的材料可選擇45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其機械性能及許用應(yīng)力查表得： =650MPa, =360MPa, =300MPa, =155MPa, =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 = 79.8641mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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) +

20、 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(N×mm)M_h2 = L2 × R_hc + F_t1 × (L2 - L1) = -6.00266503170133E-11(N×mm)高速軸的豎直受力：R_vd = = 2448.56574923547(N)R_vc = F_r2 - F_r1 - R_vd = -2

21、534.56574923547(N)M_v1 = L1 × R_vc = -220507.220183486(N×mm)M_a1 = d1 / 2 × F_a1 =71955(N×mm)M_v2 = L2 × R_vc + F_r1 × (L2 - L1) + M_a1 =-266288(N×mm)M_a2 = d2 / 2 × F_a2 = 0(N×mm) R_c = = 4663.70786319208(N) R_c = = 2830.0928956(N)高速軸的扭矩：Tc = 0Td = 24694

22、5(N×mm)T1 = 246945(N×mm)T2 = 246945(N×mm)高速軸的合成彎矩：M_1_1 = = 405742.584097711(N×mm)M_1_2 = = 371579.564183342(N×mm)M_2_1 = = 266288(N×mm)M_2_2 = = 0(N×mm)高速軸的彎扭合成：折合系數(shù)a =0 .6M_cac = = 0(N×mm) M_ca1_1 = = 431949.654982253(N×mm)M_ca1_2 = = 400031.039305305(N

23、×mm)M_ca2_1 = = 148167(N×mm)M_ca2_2 = 0(N × mm)M_cad = = 304733.914806016(N×mm)畫出彎矩圖: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) = 0.6當(dāng)量彎矩 Mca = = 304733.9(N×mm)許用應(yīng)力 _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 Mca計算應(yīng)力 ca = - = 18.24854

24、 Wa因 ca_1故安全高速軸的安全系數(shù)校核：(1) 截面上的應(yīng)力危險截面處彎矩 M = 266288危險截面處扭矩 T = 246945.9彎曲極限 _1 = 255扭剪極限 _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(yīng)力幅 a = - = - = 7.907835MPa Wa 33673.95 T 246945.9扭剪應(yīng)力幅 a = - = -= 1.83336MPa 2WT 67347.89根據(jù)應(yīng)力變化規(guī)律確定m、m彎曲平均應(yīng)力 m = 7.907835MPa扭剪平均應(yīng)力 m = 0MPa(2) 材料的疲勞極限軸

25、材料為45 根據(jù)軸材料，取=.15，=.08(3)危險截面的應(yīng)力集中系數(shù) k_=1.76，k_=1.54(4)表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù) =.95 _=.78，_=.74(5)考慮彎矩或扭矩作用時的安全系數(shù) S = = 14.76268 S= = 34.85899Sca = = 13.5939> S = 1.65 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(zhuǎn)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(jié)類型為動聯(lián)結(jié)許用壓強 P = 150 2T計算壓強 P = -= 58.46236 dlk因 PP動聯(lián)結(jié)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(jié)構(gòu)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(shè)計需求:軸承工作時間為 14400小時額定動負(fù)荷Cr= 53800N額定動負(fù)荷C0r= 46000N軸承負(fù)荷系數(shù)fp為 1.1溫度系數(shù)ft為 1軸承1當(dāng)量動負(fù)荷為

27、= 2519.94605542088N軸承2當(dāng)量動負(fù)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(zhuǎn)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，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

28、片，透蓋上裝密封圈十一 .箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和選擇1). 減速器結(jié)構(gòu):減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結(jié)構(gòu)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(cè)隙用鉛絲檢驗,高速級側(cè)隙應(yīng)不小于0.211mm,低速級側(cè)隙也不應(yīng)小于0.211mm;3.齒輪的齒側(cè)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.減速器裝置內(nèi)裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍7.減速器外表