机械设计课程设计设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器.doc

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1、佛山科学技术学院机电系 机械设计制造及其自动化专业课程设计任务书一、 题目：设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器二、设计基本内容1， 传动系统/方案设计和主要零部件的设计计算2， 减速器装配图和零件工作图设计3， 编写设计说明书三、设计完成后应缴的资料装配图1张、零件图12张、设计计算说明书一份四，设计完成期限： 本设计任务是于2004年12月27日发出 于2005年1月14日完成指导老师： 签名日期教研室主任 ： 批准日期目录第一，设计任务第二，总体方案设计第三，电动机的设计和选择第四，传动零件的设计一、减速器外部传动零件的设计链传动二、减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计

2、锥齿轮传动（二）低速级传动设计柱齿轮传动第五，轴系零部件的初步选择一、拟定轴上零件的装配方案二、轴有关数据的确定三、轴承的校核四、轴的强度校核计算五、键的校核第六，其余机构参数设计一、轴承的选择和计算二、联轴器的选择三、润滑和密封方式的设计和选择四、箱体设计（mm）五、附件设计六、设计明细表七、技术说明小结和参考书第二，总体方案设计一、设计数据及工作条件：F7000N T9550Pn1225.06NmP2.24 kW V0.32m/sN=17.462 r/min D350mm生产规模：成批工作环境：多尘载荷特性：冲击工作期限：3年2班制二、方案选择两级圆锥-圆柱齿轮减速器i=i1i2直齿圆锥齿

3、轮i=822斜齿或曲线齿锥齿轮i=840特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难动力传动方向电动机连轴器轴I锥齿轮轴II柱齿轮轴III连轴器轴IV链传动轴V滚筒第三，电动机的设计和选择一，所需电动机的功率0.9920.9950.960.970.920.960.7666PdPw2.24 0.7666 2.922kW二，所需电动机的转速初选传动比：锥齿轮： 2.5 (可选范围：23)圆柱齿轮： 4 (可选范围：35)链传动： 5 (可选范围：26)总传动比：i2.54550所需电动机转速：NdN5017.46250873.1 r/min三，所选电动机的型

4、号及参数型号：三相异步电动机Y132S6电动机参数：额定转速：960 r/min 额定功率：3 kW 输出轴直径：38mm备选电动机：Y160M18电动机数据对比方案电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径mm轴外伸长度mm1Y132S63100096054.0976238802Y160M-18375071041.23233880四，计算总传动比和分配传动比1总传动比：i96017.46254.97622分配传动比的基本原则在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传动比的基本原则是：

5、1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。） 2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。对圆锥圆柱齿轮减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动比i1不宜太大，通常取i1 0.25i，最好使 i13。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 i13.54。3、初定链传动的传动比：i链5.1那么，减速器的传动比：i减ii链54.97625.110.7796锥齿轮传动的传动比：i锥0.25i减10.77960.252.695柱齿轮传动的传动比：i柱i减i锥10.77962.6

6、954.0004、传动装置的玉女动和动力参数的计算各轴的转速计算： n2n1i各轴的输入功率计算： P2P1各轴的输入转矩计算： T9550Pn轴号转速n(r/min)功率P(kW)扭矩T(Nm)传动比iI9602.97029.552.695II356.2152.82375.6844.000III89.0542.711290.7235.1IV89.0542.657288.3621V17.4622.441336.28注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。下同。第四、传动零件的设计一，减速器外部传动零件的设计链传动（一）、链传动的特点两轮间以链条为中间

7、挠性元件的啮合来传递动力和运动。运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动，i不恒定，不均匀性。优点：平均速比im准确，无滑动；结构紧凑，轴上压力Q小；传动效率高=98%；承载能力高P=100KW；可传递远距离传动amax=8mm；成本低。缺点：瞬时传动比不恒定i；传动不平衡；传动时有噪音、冲击；对安装粗度要求较高。应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。中低速传动：i8(I=24)，P100KW，V12-15m/s，无声链Vmax=40m/s。（不适于在冲击与急促反向等情况下采用）。（二）, 链传动的设计计算已知：P=2.6

8、57kW， n189.054，n217.462 i5.1载荷性质：冲击，工作条件多尘，求Z1、Z2P，列数，a，润滑方式等。1、选择链轮齿数Z1、Z2Z117，Z2iZ15.11786.7，取Z287选择原则：Z1不能过少，Z1应为奇数！当Z少外壳尺寸小，重量轻但Z过少1）传动不均性和动负荷增大；2）P增大后，角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧；3）当P一定时，Z少，D小，但Ft（=2T/D）加速轮与链的破坏Z2不能过大！Z2过多外壳尺寸大、重量加大。且Z多，承载力降低，且Z过多容易脱链（Z2更大）2，链的节和排数计算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18)工况系数：KA1. （表

9、9-9，中等冲击3）Pca=KAP=1.32.657=3.454 (KW)3、链节数与中心距LP，a通常以节距倍数来表示链长LP1）初选a0a过小时则过小（包角）参加啮合齿数少，总的LP也少，在一定的V下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。一般推荐：初选a0=(3050P)，amax=80P当有张紧链装置时，可选a080Pamin接i定： 当i3 i3时 初取a0=40P2）算LP（链节数） （9-19）Lp135.10圆整为整数（最好为偶数）取Lp1363）确定链条节距原则：要求单排链传递功率 （9-18）KZ小链轮齿数系数 表9-10当工作点在图9-13

10、曲线顶点左侧时，查表9-10，KZ，先假设！ 左侧时表示为链板疲劳（主要外板）当工作点在图9-13曲线顶点右侧时，查表9-10，KZ右侧时表示套筒与滚子冲击疲劳KP多排链系数，表9-11（当排数为2时KP=1.7，当排数为3时KP=2.5）KL链长系数：曲线1链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线2滚子套筒冲击疲劳4）选型：KZ（Z119）1.08（1719）1.080.8868KL（Lp100）0.26（136100）0.261.08KP2.5 （选择三排）1.442 kW由P0、n1P 图9-13定链型号12A其他选型方案比较方案排数KP功率Pca型号节距P（mm）滚子外径d（mm）110.9

11、5573.60716A25.4015.88221.6282.12116A25.4015.88332.39431.44212A19.0511.91讨论：当P，结构尺寸，如n一定，承载力，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下，P越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时：当功率大（CP），V高时，选节距（P）小，用多排链当a小，i大时选节距（P）小，用多排链当a大，i小时选节距（P）大，用单列链因此，本设计选择了方案三5）求中心距a（实际） （9-20）770.88mm为使安装后，松边得到适当的垂度：则 a实=a-a（a2p），松边垂度控制在（0.010.02）aa松

12、边长度 a=（0.010.02）aa实=aa770.88770.88（0.010.02）=1023.71025.79取整 a1025当轮用可调中心距或张紧轮外，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜60时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距a、6）计算链速0.4807 m/s4、小链轮孔径dkmaxdkmax53 （表9-1）当链与轮P与Z一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径DH（表9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径dkmax即可求出表9-1，P，Zdkmax必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计

13、。增大Z、P值。5、轴上压力Q工有效圆周力 （N） 5389.3（N）轴上压力按水平布置取压力轴力系数：Kp1.5FpKpFeKp5389.31.513473.2 （N）6，链轮设计设计公式：分度圆直径（公称直径） 齿顶圆直径 齿根圆直径 d滚子直径分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高小链轮103.6112.20100.2950.62大链轮527.67537.61525.7050.62二，减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计锥齿轮传动由于圆锥齿轮的强度计算是按（机械原理中当量齿轮是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数

14、包括当量齿轮的参数齿数比，锥顶距R，大端分度圆直径d1，d2（平均分度圆直径dm1，dm2），齿数Z1、Z2，大端模数m，b齿宽1，已知传动比：i2.695 功率P2.970 kW小齿轮：n1960 r/min 扭矩T1=29.55 Nm大齿轮：n2356.215 r/min 扭矩T2=75.68 Nm 2，选材大小齿轮均选45号钢 8级精度要求小齿轮：调质处理 硬度236HBS（可选范围217255HBS）大齿轮：正火处理 硬度190HBS（可选范围162217HBS）大小齿轮硬度差为46HBS，符合要求。3，接触疲劳强度设计 （10-26）1)、参数确定T1=29.55 Nm初选 Kt2弹

15、性影响系数ZE=189.8 MPA 1/2 (表106、直齿轮计算)ui2.695R0.3，（锥齿轮，R0.250.35）许用接触应力H H KNlim /SHlim1680 MPa （图10-21 d,MQ材料及热处理质量达中等要求）Hlim2400 MPa 预计使用寿命N160n1jLh6096012830038.29108 hN2N1i 8.29108 h 2.6953.078108 h 寿命系数KNKN1KN20.95 (图10-18)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3H1（KN1Hlim1）S496.92 MpaH2（KN2Hlim2）S292.31 MpaH（H1+H2

16、）2394.615 Mpa2）、计算=83.526mm传动尺寸dm1dt1（10.5 ）83.526（10.50.3）70.997mm4.198 m/s3），修正分度圆直径 载荷系数：K= KAKVK 工作情况系数KA初载荷系数KV1.19 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数K1.5KHbe1.51.251.875 （按表10-9 ，工业用及一个两端支承一个悬臂，轴承系数可得KHbe1.25）K11.191.8752.2312586.612 mm4，选齿数及计算其他几何参数Z129 Z2iZ1292.69578.155 取整 Z278实际传动比：iZ2Z178292.690模数 mZ1

17、86.612292.9866 取标准模数m3分度圆直径：Z1m87mm Z2m261mm锥顶距137.0062mm齿宽 137.000.341.10mm，取整b42mm由 可得20.395。 69.6145。齿顶高ham3mm 齿根高hf1.25m3.75mm圆周力 779.189 N ()579.95径向分力272.647 N轴向分力 101.367 N法向力 名称代号参数小齿轮大齿轮齿数Z1787模数M3分锥角20.39569.6145齿顶高ha3mm齿根高hf3.75 mmMm分度圆直径D87 mm261 mm齿顶圆直径da93 mm267 mm齿根圆直径df79.5 mm253.5 m

18、m锥距R137.006mm顶隙C3mm齿宽B42mm圆周力Ft779.189 N779.189 N径向分力Fr272.647 N101.367 N轴向分力Fa101.367 N272.647 N5，弯曲疲劳强度校核 F KNlim /S1） 参数确定K2.23F1T1（2dm）29.551000（2870.85）199.70 N齿形系数2.45 应力校正系数1.65 （表105）寿命系数KNKN1KN20.9 （图10-18）疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3450MPa 310 MPa （图1020）取较小值：310 MPa2） 计算168.817 MPaF KNFEim /S

19、199.29 MPa F F设计合理（二）低速级传动设计柱齿轮传动已知数据：传动比 i4，功率P2.827 kW小齿轮：n1356.215 r/min 扭矩T1= =75.68 Nm大齿轮：n289.05 r/min 扭矩T2=290.23 Nm1，选精度等级、材料及齿数小齿轮：45号钢、调质处理、硬度230HBS（可选范围217255HBS）大齿轮：40Cr号钢、调质处理、硬度270HBS（可选范围241286HBS）8级精度、硬质齿轮，斜齿轮，大小齿轮硬度差40HBS选Z124，Z297，14。2，按齿面接触强度设计：按以下公式设计法面直径 （10-21）1) 参数的确定I. 试选Kt1.

20、6II. 由图10-30选取区域系数Zh2.433III. 扭矩T1= =75.68 NmIV. d0.8（硬齿面）V. 弹性影响系数ZE=189.8 MPA 1/2 (表106)VI. 端面重合度 (图10-26，Z124，Z297，14)a10765，a2085 a2+a11.615 VII. 确定HHlim1600 MPa Hlim2550 MPa （图10-21 d ,MQ材料及热处理质量达中等要求）使用寿命：N160n1jLh60356.21512830033.078108 hN2N1i 3.078108 h 47.69107 h/寿命系数KN10.90、KN20.95 (图10-1

21、8)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3H1（KN1Hlim1）S540 MpaH2（KN2Hlim2）S522.5 MpaH（H1+H2）2531.25 Mpa2) 计算56.19 mm速度 1.048 m/s齿宽 Bddt1=44.952 mm3） 修正法面分度圆直径 载荷系数：K=KAKVKHKH工作情况系数KA=1.25初载荷系数KV1.059 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数KH， （由表10-4可得：8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置） KH1.15+0.18（1+0.6d2）d2+0.3110-3B1.323齿间载荷分配系数 KH1.4（表10-3）K=KAK

22、VKHKH1.251.0591.3231.42.431修正后分度法面圆直径：64.597 mm3，几何参数模数md1cosZ12.611取标准模数 法面模数mn3d1mZ132472mm d2mZ397291mm中心距a187.056 mm取整a188mm修正15.110350分度圆直径 d1mZ1/cos74.579mm d2mZ2/ cos301.42mm-名称代号参数小齿轮大齿轮齿数Z2497螺旋角150 6/ 37/基圆柱螺旋角b140 10/ 44/法面模数mn3端面模数mT3.1074法面压力角n20端面压力角t200 39/ 24/法面齿距pn9.425端面齿距pt9.763法面

23、基圆齿距pbn8.857分度圆直径d74.579301.420基圆直径db69.784282.042齿顶高ha3齿根高hf3.75齿顶圆直径da80.579307.420齿根圆直径df67.079293.542圆周力Ft717.7781925.75径向分力Fr270.082724.613轴向分力Fa188.219504.978法向力Fn789.6682118.6274，按齿根弯曲强度校核校核公式：1) 参数确定载荷系数：K2.431 （前计算）圆周力Ft2Td275.8410374.5792006.90 N齿形系数YFa2.65 应力校正系数YSa1.58 （表105）纵向重合度 0.318d

24、tan1.649 (参考书一P213)螺旋角影响系数 Y0.815 （表10-28）寿命系数KF10.85、KF20.8 (图10-18)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.4FElim1500 MPa FElim2380 MPa （图10-21 d MQ材料及热处理质量达中等要求）FE1（KF1FE lim1）S303.57 MpaFE2（KF2FE lim2）S238.86 Mpa FEmin（ FE 1+ FE 2）238.86 Mpa2)，计算142.19 MpaL2 反装（背靠背）（三），校核在本设计中，轴I作为输入轴，转速较高，所以设计中只是校核轴I的轴承即可已知轴I及轴承

25、参数Fr3Ft3Ft2Fr2Fa1Fr1Ft1L1L2已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.37， C059.8KN 10/3Ft1799.189N Fr1272.64N Fa1101.367N转速n=960r/min L144.85mm L2103.8mm1）求径向力FV3Fr1L1L2117.806N FH3Ft1L1L2345.314NFr3(FV32+ FV32)1/2=364.856NFV2FV3+ Fr1=390.453N FH2FH3+ Ft11144.494NFr2(FV22+ FV22)1/2=1209.738N2）求派生轴向力由派生轴向力FdeFr以及表13-

26、7可得Fd2eFr20.371209.738447.603NFd3eFr30.37364.856112.798NFd3Fd2Fa1由于Fa1Fd3214.165N e=0.37由表13-7可得X21，Y270 X30.4，Y31.6fp1.21.8，取fp1.5则P2fp（X2Fr2+ Y2Fa2）1814.607 NP3fp（X3Fr3+ Y3Fa3）553.984 N4）验算寿命根据公式得1.992106h415年3年结论：轴承符合要求四、轴的强度校核计算因为各轴的材料一样，而且直径相近，输出轴的转速低，扭矩大，所以轴的校核只需要对输出轴（轴III）的校核即可。Ft2Ft1Ft3Fa1Fr

27、1Ft1AL2BCFr2（一）先校核轴承已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.4， C064.2KN 10/3 Y1.5Ft11925.75N Fr1724.613N Fa1504.978N转速n=89.05 r/min AB144.15mm BC49.15mm AC193.3mm1）求径向力Fv2Fr1BCAC184.246NFH2Ft1BCAC489.657NFr2(Fv22+ FH22)1/2=523.174NFv3Fr1ABAC540.367NFH3Ft1ABAC1436.094NFr3(Fv32+ FH32)1/2=1534.393N2）求派生轴向力由派生轴向力FdeF

28、r以及表13-7可得Fd2eFr20.4523.17209.270NFd3eFr30.41534.393613.757NFd3Fd2Fa1由于Fa1Fd31118.735N e=0.4 Fa3Fr30.4e=0.4由表13-7可得X21，Y20 X30.4，Y31.5fp1.21.8，取fp1.5则 P2fp（X2Fr2+ Y2Fa2）784.761 NP3fp（X3Fr3+ Y3Fa3）2301.589 N4）验算寿命根据公式得（用较大的P计算）1.239107h2569年3年轴承符合要求（二）校核轴条件：已知支点、距距，M可求 时步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布看成集中力，）轴的支承

29、看成简支梁，支点作用于轴承中点将力分解为水平分力和垂直分力TDFt3Ft1CBFx22Ft1Fa1Fr1ACFy2Fa2Fa3-已知： 轴向 水平方向 垂直方向Fa1504.978N Ft11925.75N Fr1724.613N Fa21118.735N Fx2489.657N Fy2184.264NFa3613.757N Fx31436.094N Fy3540.367NT=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm本轴采用45号钢材料，-160Mpa2、作水平内弯矩图、垂直平面内的弯矩图、合成弯矩图、作扭矩图其中合成弯矩为将扭矩折算为等效弯矩的折算

30、系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力与扭矩变化情况有关，本设计为扭矩脉动循环变化，取0.6水平内弯矩极点在B点 MHFx2AB67.557Nmm水平内弯矩极点在B点 MV1Fy2AB26.56Nmm MV2FyBC+FA1D2-49.535Nmm（D为斜大齿轮分度圆直径） MVMaxMV2-49.535 Nmm合成弯矩83.664Nmm 3，校核 校核公式Mpa -1 (15-5)W抗弯截面模量 mm3，见表15-4不同截面的W。因为本轴有一个键槽（b12，t5）而且轴径D40，故W=5364.435mm3所以36.014Mpa -1=60M

31、pa所以本轴设计符合要求。五、键的校核1， 本设计均采用：普通圆头平键普通平键用于静联接即轴与轮毂间无相对轴向移动，构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 轴上的槽用盘铣刀或指状铣刀加工 轮毂槽用拉刀或插刀加工。型式：圆头A型（常用）为防转、键（指端铣刀加工）与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙2， 键联接的强度校核本说明书对扭矩较大的输出轴（轴III）的校核即可失效形式： 压溃（键、轴、毂中较弱者静联接）磨损（动联接）键的剪断（较少）1） 已知参数：轴径d40mm，齿轮轮毂宽度为50mm扭矩T=290.23Nm 载荷有轻微冲击轴、键和齿轮的材料均为采用钢2) 校核挤压强度条件为

32、： Mpa (6-2) (kW)许用挤压应力 Mpa ，表5-1 P113T扭矩（Nmm）k工作高度 k=h/2l工作长度 l=L-b （A型键L公称长度） d轴径（mm）3）计算根据直径d40mm，从表6-1中查得键分截面尺寸为bh12mm8mm，取键长L45mm工作长度为lLb33mm工作高度k=h/24mm轴、键和齿轮的材料均为采用钢许用挤压应力=100120 Mpa,取其平均值p110 Mpa结论：符合要求第六，其余机构参数设计一，轴承的选择和计算（具体见五轴系零部件的初步选择和表）轴轴承安装方式轴I圆锥滚子轴承30208GB/T297.94反装轴II圆锥滚子轴承30207GB/T297.94正装轴III圆锥滚子轴承30209GB/T297.94正装二，联轴器的选择轴连轴器设计原则轴ITL6GB4323-84根据电动机的输出轴直径为38mm而定轴II无轴IIITL6GB4323-84根据轴III的最小直径37mm三，润滑和密封方式的设计和选择1，本设计采用油润滑原因：润滑冷却效果较好，f较小，但供油系统和密封装置均较复杂，适于高速场合。润滑方式：飞溅润滑，通过适当的油槽来把油引入各个轴承中。润滑油选择：CKC150 GB590386粘度的选择：1220cst。1）载荷大，n低，工作温度高时用粘度大的润滑油；2）载荷小，dn大，用粘度低的润滑油