带式输送机传动二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计F=2000NV=1.4D=350.docx

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1、机械设计减速器设计说明书系别:专业:学生姓名:学号:指导教师:职称:第一部分设计任务书1Ll初始数据11. 2设计步骤1第二部分传动装置总体设计方案22. 1传动方案特点23. 2计算传动装置总效率2第三部分电动机的选择34. 1电动机的选择35. 2确定传动装置的总传动比和分配传动比4第四部分计算传动装置的运动和动力参数5第五部分齿轮传动的设计71.1 高速级圆锥齿轮传动的设计计算71.2 低速级齿轮传动的设计计算12第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计196. 1输入轴的设计196.1 中间轴的设计266.2 输出轴的设计33第七部分键联接的选择及校核计算407. 1输入轴键选择与校核4

2、07.1 中间轴键选择与校核417.2 输出轴键选择与校核41第八部分轴承的选择及校核计算428. 1输入轴的轴承计算与校核428.1 中间轴的轴承计算与校核438.2 输出轴的轴承计算与校核43第九部分联轴器的选择449. 1输入轴处联轴器449. 2输出轴处联轴器44第十部分减速器的润滑和密封4510. 1减速器的润滑4510. 2减速器的密封46第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸4711. 1减速器附件的设计与选取4711.2减速器箱体主要结构尺寸52设计小结54参考文献55第一部分设计任务书1.1初始数据设计带式输送机传动系统-二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器（传动简图如下）,初始数据

3、F=2000N,V=1.4ms,D=350mm,工作条件：带式输送机在常温下工作、单向运转;空载起动，工作载荷有中等冲击;设计年限（寿命）：8年，大修期为3a,每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，大批量生产;输送带工作速度V的允许误差为5%;三相交流电源的电压为380220vo电动机；2.4m输通3-MWImF齿轮两级成速嚣：Sf筒；6-输送带传动简图1. 2设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比和分配传动比4 .计算传动装置的运动和动力参数5 .齿轮的设计6 .滚动轴承和传动轴的设计7 .键联接设计8 .箱体结构设计9 .润滑

4、密封设计10 .联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案2. 1传动方案特点L组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3 .确定传动方案：选择电动机-二级圆锥圆柱齿轮减速器-工作机。2.2计算传动装置总效率a=423245=0.994X0.970.992X0.960.97=0.85为轴承的效率,2为圆锥齿轮传动的效率,3为联轴器的效率,4为工作装置的效率，5为圆柱齿轮传动的效率。第三部分电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度V：V=1.4ms工作机的功率Pw：20001.41000=2.8Kw电动机所需工作功率

5、为:Pd=M11a2.8085=3.29Kw工作机的转速为:60X1000V60X1000X1.4/n=-76.4r/min11D11X350经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=840,则总传动比合理范围为ia=616,电动机转速的可选范围为nd=ian=(616)76.4=458.41222.4rmino综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960rmin,同步转速100or/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺

6、寸HLXHDAXBKDXEFXG132mm515X315216X17812mm38X8010X33DAC/PA113.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比:由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:11mS96076412.57(2)分配传动装置传动比:取高速级圆锥齿轮的传动比为:i12=.25i=.2512.57=3.14则低速级的传动比为:i12.57123=E=H=4第四部分计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速：输入轴：n1=nm=960rmin中间轴：11960/1111-.=i4=305.73rmin112输出轴：n11305.73/

7、n11=：=-=76.43rzmin1234工作机轴：nv1111=76.43rmin(2)各轴输入功率:输入轴：P1=PdXrl3=3.290.99=3.26Kw中间轴:Pn=PIXTlIXT12=3.260.99X0.97=3.13Kw输出轴:P11=PnXrlIXr5=3.130.99X0.97=3.OlKw工作机轴:PIVPinXrlIXr3=3.01X0.99X0.99=2.95Kw则各轴的输出功率:输入轴:P；=PlXnl=3.26X0.99=3.23Kw中间轴：Pi,i=PnXnI=3.130.99=3.IKw输出轴：PiPIllXnI=3.010.992.98Kw工作机轴：P1

8、V=PIVXnl=2.95X0.99=2.92Kw(3)各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：Pd3.29Td=9550X=9550X-=32.73Nmdnm960输入轴：P13.26T.=9550X=9550X=32.43Nm1n1960中间轴：P113.13T11=9550X=9550X=97.77Nm11n11305.73输出轴：Pnl3.01TIn=9550X=9550X=376.1Nm111n1176.43工作机轴：PlV2.95Tiv=9550X=9550X=368.61Nmvnv76.43各轴输出转矩为：输入轴:T；=TIXn2=32.430.99=32.IlNm中间轴：Ti,i=Tn

9、XrI2=97.770.99=96.79Nm输出轴：Ti,ii=TIIIXr12=376.10,99=372.34Nm工作机轴：T1,v=TIVXn2=368.61X0.99=364.92Nm第五部分齿轮传动的设计5.1高速级圆锥齿轮传动的设计计算L选精度等级、材料及齿数(1)材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。(2)一般工作机器，选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Z=25,大齿轮齿数Z2=25X3.14=78.5,取Zz=78。(4)压力角=20O2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式(10-29)试算小齿

10、轮分度圆直径，即d314KHtTl(ZHZEfIt-Jr(1-0.5)2uli)1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt=1.3o计算小齿轮传递的转矩QP1Q3.26T1=9.55XlO3-=9.55XIO3X=32.43Nm1n1960选取齿宽系数R=0.3。由图10-20查取区域系数211=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPav2o计算接触疲劳许用应力oh由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为QHliml=600MPa、OHIim2=550MPao由式（IO-15）计算应力循环次数:N1=60n1jLh=60X960X1X8X1X8X30O=

11、1.11XIO9N11.11IO9N2-：-1123.14=3.52IO8由图10-23查取接触疲劳寿命系数:KHNI=O.88、Khn2=0.9O取失效概率为设,安全系数S=I,由式10-14得:11=H2(THIimlKHNl600X0.88=528MPaS1Hlim2K11N2550X0.9=495MPaS1取6hi和6h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即oh=oh2=495MPa2）试算小齿轮分度圆直径dt34IT1r(1-0,5(Pr)2u341000X1.3X32.43/2.5X189,82、0.3X(1-0.5X0.3)2X3.14X495)=61.062mm（2）调

12、整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度Vdml=dlt(l-0.5)=61.062(10.5X0.3)=51.903mm11dmln111X51.903960/Vm=601000=60X1000=2608mS当量齿轮的齿宽系数3.142+1二30.183mmVu2+1bRdItX20.3X61.062X30.183-=0.58251.9032）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数Ka=1.5o根据VnI=2.608m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数KV=I.12。直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KHa=KFa=Io由表10-4用插值法查得8级精度、小齿

13、轮悬臂时，得齿向载荷分布系数Khp=1.033；于是Kfp=0.963。由此，得到实际载荷系数Kh=KAKvKHaKHp=1.5X1,1211.033=1.7353）由式（IO-12）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为d1=dltX3=61.062X3KHt1.735-67.229mm1.3及相应的齿轮模数d167,229m=2.689mmZ125模数取为标准值m=3mmo3 .按齿根弯曲疲劳强度校核(1)由式(10-26),即KFTlYFaYSar111=,Khn2=0.93。取失效概率为设,安全系数S=I,得：OHIimlKHNl600X0.9U=：=540MPar1Hlim2HN255

14、0x0.93kH2=g=511.5MPa取Hl和6h2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即fl=CH2=三11.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径3d32KT2u+ZEZHZeZBoh2X1000X1.3X97.774+1/189.82.44X0.642X0.9852:XX511.547.051mm(2)调整小齿轮分度圆直径D计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V11d3tn21147.051305.73V=60100060X100O=0.75ms齿宽bbdd3t=IX47.051=47.051mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA=L5。根据V=0.75m/s、8级精度，由图

15、查得动载系数KV=LO5。齿轮的圆周力2T22100097.77Ftl=-=4155.916Ntld3t47.051KAFtl1.54155.91647.051=132.49N/mm100N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa=l4o由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khp=1.452O则载荷系数为:K=KAKVKHaKHB=1.51.05X1.4X1.452=3.2023）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径=63.542mm及相应的齿轮模数d3cos63.542Xcosl4omn=-=2.371mmZ326模数取为标准值mn=3mm03.几何尺寸计算（1）计算中心距a_(Z

16、3+Z4)mn2cos中心距圆整为a=200mm。(26+103)32cosl4o=199.418mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos+Z4)11-2aarccos(26+103)3-2200=14.655即：P=1439,18（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d3=d4=mnZ3cos11Z4COS32680.62mmcosl4.6553X103-7=319.38mmcosl4.655（4）计算齿轮宽度b=dd3=180,62=80.62mm取b4=81mmb3=86mmo4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件_2KT2YFaYSaYYpcos2pF-3ry21）确定

17、公式中各参数值计算当量齿数Zy3=7=7rr,ro3=28.709(cos)3(cosl4.655)3Z4103Zv4=(COSB)3=(cosl4.655o)3=113733计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：b=arctan(tancost)=arctan(tanl4.655oXcos20.561o)=13.7591.665=1.765当量齿轮重合度:cv=CoS2Bb=(COSl3.759。)2轴向重合度:dZ3tan126ta1114.655oEa=2.164p11重合度系数:0.750.75Y=0.25+=0,25+-=0.675v1.765计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y.1

18、4.655、Y=1-8=12.164YCCC-=736BB1200120由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFaI=2.54YFa2=2.17YSal=1.63Ysa2=1.83计算实际载荷系数Kf由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.4根据Khp=1.452,结合b/h=12查图得KFP=1.422则载荷系数为Kf=KAKVKFaKFB=1.51.05X1.4X1.422=3.136计算齿根弯曲疲劳许用应力OF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为OFliml=500MPa、OFlim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=O.86、Kfn2=0.89取安全系数S=L4,得K

19、FNIbFIiml.86X500gfi=307.14MPaS1.4.Kpj42Z4=103,模数r11n=3mm,压力角=20,螺旋角P=14.655=1439,18,中心距a=200mm,齿宽b3=86mm、b4=81mmo齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数Z26103螺旋角B左14o3918右14o39,18齿宽b86mm81mm分度圆直径d80.62mm319.38mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数C0.250.25齿顶高hamha3mm3mm齿根高hfm(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆

20、直径dad+2ha86.62mm325.38mm齿根圆直径dfd-2hf73.12mm311.88mm第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴的设计1 .输入轴上的功率Pi、转速n和转矩TlPi=3.26KWm=960r/minTi=32.43Nm2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为：dml=d1(l0.5(PR)=75X(10.5X0.3)63.75mm2X100032.4363.75则:=1017.4NFr=FtXtanacos1=1017.4tan20ocosl7.78o=352.4NFa=FtXtanasin1=1017.4tan20osinl7.7

21、8o=113N3 .初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取Ao=112,得：a辰2326dmin=A03=1123-=16.8mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d为了使所选的轴直径dl2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TCa=KATI,查表，考虑转矩变化中等，故取KA=L7,则：Tca=KaT1=1.732.43=55.INm按照计算转矩TCa应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑电机轴直径38mm,查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为32mm故取dn=32mm,半

22、联轴器与轴配合的毂孔长度为60mmo4 .轴的结构设计图5 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取11=11I段的直径d23=37mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mmo半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取112=58nrnio2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=37mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208,其尺寸为dXDXT=4

23、0X80X19.75mm,故d34=d56=40mm,In-IV段和V-Vl段均为安装轴承段，长度等于轴承宽度，所以取134=156=19.75mmo轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此，取d45=40+2X3.5=47mn取I45=118mn3)为保证轴承的安装取d67=d56-5=35mmO4)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取123=50mmo5)取齿轮距箱体内壁之距离A=16mmo考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,小锥齿轮轮毂长度范围为L=(IL2)B=

24、3845.6,取小锥齿轮轮毂长度L=44mm,为保证小锥齿轮定位可靠，轴长度应比小齿轮轮毂长度小2三,则：167=+s+L-2=16+8+44-2=66mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6 .轴的受力分析和校核D作轴的计算简图:根据30208轴承查手册得a=16.9mm输入轴第一段中点距左支点距离Li=(582+50+16.9)mm=95.9mm两轴承支点之间的距离L2=19.75+118+19.75-2X16.9)mm=123.7mm齿宽中点距右支点距离L3=66+16.9-442)mm=60.9mm2)计算轴的支反力：水平面支反力:FaXi-FJ3FNHl=；113-352.460

25、.9123.7=-144.38NFnh2=FrFnhi=352.4-144.38=496.78N垂直面支反力:FNVlFtL31017.460.9123.7=500.89NFnv2=-(Ft+Fnvi)=-(1017.4+500,89)=-1518.29N左侧轴承1的总支承反力：Fhi=JFEHl+FEVl=-144.382+500.892=521.28N右侧轴承2的总支承反力：Fh2=JfRh2+Fnv2=496.782+-1518.292=1597.5N3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处的水平弯矩：MAH=截面B处的水平弯矩：dml63.75Mbh=-FrL3+Fa-yi=-352

26、,460.9+113X=-17859.28Nmm截面C处的水平弯矩：dml63.75Mch=Fa-yi=113=3601.88Nmm截面D处的水平弯矩：MDH4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A处的垂直弯矩：MAV=O截面B处的垂直弯矩：MBV=FNVlL2=500.89X123.7=61960.09Nmm截面C处的垂直弯矩：截面D处的垂直弯矩：MDV=O5)计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处的合成弯矩：Ma=JMNH+M狐=V2+2=ONmm截面B处的合成弯矩：Mb=JM品+MgV=-17859.282+61960.092=64482.61Nmm截面C处的合成弯矩：Mc=JMM+Mv=3

27、601.882+O2=3601.88Nmm截面D处的合成弯矩：Md=JMwH+MWV=2+2=ONmm6)绘制扭矩图T=Tl=32430Nmm7)计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：Mva=JMN+(T1)2=02+(0.6100032.43)2=19458Nmm截面B处的当量弯矩：MVB=JMg+(aTi),=64482.612+(0.6100032.43)2=67354.44Nmm截面C处的当量弯矩：Mvc=+(aT1)2=3601.882+(0.6100032.43)2=19788.56Nmm截面D处的当量弯矩：Mvd=JMW+(aT1)2=02+(0.6100032.43)2=

28、19458Nmm8）按弯扭合成应力校核轴的强度:进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6,则轴的计算应力：Sa=需=5附1）2=斤+（0632.43100O）20.1X403=3MPa=60MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：FnhiFnH21.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=3.13KWn2=305.73r/minT2=97.77Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大圆锥齿轮的平均分度圆直径为:

29、dm2=d2(l0.5(PR)=234(10.50,3)=198.9mm则:2T2FnF=198.92100O97.77二983.INFrl=FtlXtanacos2=983.1tan20ocos72.22o=109.4NFal=Ftltanasin2=983.1tan20osin72.22o=113N已知低速级小齿轮的分度圆直径为：ch=80.62mm则:_2T2_2100097.77d3tanncos=2425.5N80.62tan20o=2425.5-=912.5Ncosl4.655oFa2=Ft2Xtan=2425.5Xtanl4.655o=633.9N3 .初步确定轴的最小直径先初步

30、估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:Ao=115,得:dmin-AOX3=115X31123.13-25mm305.734 .轴的结构设计图5 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径52和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmm=25mm由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30209,其尺寸为dXDXT=45X85X20.75mm,d12=d56=45mmo2)取安装大锥齿轮处的轴段IV-V的直径d45=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。高速大

31、锥齿轮轮毂的宽度范围L=(IL2)d45=5060mm,取大锥齿轮轮毂宽度为L=57mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取I45=55mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R,由轴径d45=50nun查表，得R=1.6mm,故取h=4mm,则轴环处的直径d34=58mm03)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此，取d23=50mn4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=86mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取123=84mm

32、。5)取齿轮距箱体内壁之距离A=16mmo考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=20.75mm,则112=T+s+2=20.75+16+8+2=46.75mm156=T2T+s+2=20.75+8+16+2=46.75mm6)轴环宽度bN1.4h,同时保证轴承两侧对于中心轴线对称,取I34=18.1mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6 .轴的受力分析和校核D作轴的计算简图(见图a):根据30209轴承查手册得a=18.6mm高速大锥齿轮轮毂中点距右支点距离Li=(57/2-2+46.75-18.6)mm=54.6mm中间轴

33、两齿轮齿宽中点距离L2=(57/2+18.l+862)mm=89.6mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(862-2+46.75-18.6)mm=69.2mm2)计算轴的支反力：水平面支反力：Fr2L1-Frl(L1+L2)+FalX-+Fa2FNH】=L1+L2+L31QfiQQ2912.554.6-109.4X(54.6+89.6)+113号2+633.9X54.6+89.6+69.2=331.95NFnh2=Fr2-Fnhi-Frl=912.5-331.95-109.4=471.15N垂直面支反力：_Ft2L1+Ftl(Ll+L2)_2425.5X54.6+983.1X(54.6+89.6)FNVl=L1+L2+L3=54.6+89.6+69.2=1284.89N_Ft2(L2+L3)+FtlL3_2425.5X(89.6+69.2)+983.1X69.