带式输送机减速器设计

带式输送机设计说明书二级锥齿轮减速器设计学生姓名班级学号成绩指导教师（签字）机械工程学院湖南工业大学学年论文任务书机械工程学院（系、部）机械工程及其自动化课程名称机械设计设计题目二级锥齿轮减速器内容及任务一、设计任务二级锥齿轮减速器二、设计的主要技术参数运输带工作拉力（F/N）运输带工作速度（M/S）卷筒直径（MM）6550065320工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10年，小批量生产，二班制工作，运输带速度允许误差为5。三、设计工作量设计计算说明书一份,零件图3张A3图纸,装配图1张A0图纸起止日期工作内容2012122420121225设计方案分析，电动机选择，运动和动力参数设计20121226201311齿轮及轴的设计201312201313轴承及键强度校核，箱体结构及减速器附设计进度安排201314201316零件图和装配图绘制主要参考资料1、机械设计银金光，刘扬主编，清华大学出版社2机械设计课程设计银金光，刘扬主编，清华大学出版社目录一课程设计任务书2二设计要求2三设计步骤1传动装置总体设计方案42电动机的选择53确定传动装置的总传动比和分配传动比64计算传动装置的运动和动力参数65齿轮的设计76滚动轴承和传动轴的设计197键联接设计268箱体结构的设计349润滑密封设计35四设计小结31机械设计课程设计任务书设计题目带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器设计内容（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图联轴器联轴器输送带减速器电动机滚筒原始数据运输带拉力F6550N，运输带速度，滚筒直径SM650D320MM工作条件连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运输带速度误差为5，小批量生产。设计步骤设计计算及说明结果一电动机的选择1计算带式运输机所需的功率P426KWW10FV652各机械传动效率的参数选择099（弹性联轴器），098（圆锥滚子轴承），2096（圆锥齿轮传动），3097（圆柱齿轮传动），4096（卷筒）5所以总传动效率2143960798008083计算电动机的输出功率KW527KWDPW80244确定电动机转速查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围825，工作机卷筒的转速I3881R/MIN，所以电动机转速范WN3201465DV106围为。则电MIN/R75190478NIW）（）（动机同步转速选择可选为750R/MIN，1000R/MIN，1500R/MIN。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（），故首先选择750R/MIN，电动机选择如表所3I250I且示设计计算及说明结果表1启动转矩最大转矩型号额定功率/KW满载转速R/MIN轴径D/MM伸出长E/MM额定转矩额定转矩Y160M2855715421102020二计算传动比1总传动比4218375NIWM2传动比的分配，,377II89I389421I三计算各轴的转速轴R/MIN720N轴R/I146895I轴R/IN732IN四计算各轴的输入功率轴KW2590251DP轴94683轴49098097466KW42卷筒轴KW5201P卷五各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩M1047519N596MD6DNPT故轴6970471D04N轴10982329686I5432T设计计算及说明结果轴M106810739082I542NT卷筒轴6106卷高速轴齿轮设计直齿圆锥齿轮设计1选择齿轮材料、热处理方法、齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表71取小齿轮材料为40GR钢，调质处理，硬度HBS1260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。（2）选齿数取，15Z2148925ZU2确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图718（A）查MQ线得LIMH，1720MPLIM2580HPA（2）确定寿命系数，由已知条件，取NZ1NZ（3）确定尺寸系数，由图720查得X2X（4）确定安全系数，由表78取105HSHS（5）计算许用接触应力，按式720计算得LIM21170685NXZMPALI222HHS3根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计按式（735）计算接触强度，其公式为21312405HERKTZDU设计计算及说明结果确定上式中的各计算数值如下（1）试选载荷系数15TK（2）选取齿宽系数03R（3）由表75得材料的弹性影响系数1/289EZMPA（4）由图714确定节点区域系数25H（5）试算所需小齿轮直径D1T422133122441569705189053ETRKTDMU4确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆（1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查表2取1AAK（2）确定动载系数V计算平均圆周速度11105985037156/6066MTRDNNMS查表77，7级精度，由齿轮的速度与精度查图78得119。VK（3）确定齿间载荷分配系数K锥距221/4891/74TRDUM齿宽初定0327948383MMRB圆周力计算100635TMTFN单位载荷计算4637/10/8TB由表711查得12。K（4）确定齿向载荷分布系数H由表712取11，有效工作齿宽，按式（734）计算得HE085EB116HK（5）计算载荷系数923AVK（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（712）计算得331611025TTDM（7）试算模数102MZ设计计算及说明结果5齿根弯曲强度计算按式（738）计算弯曲强度，其公式为132405FASRYKTMZU确定上式中的各计算数值如下（1）由图721（A）确定弯曲极限应力值，取，LIM130FMPALIM20FPA（2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数12NY（3）由表78确定弯曲疲劳安全系数，查得5S（4）由图723确定尺寸系数，得X（5）按式（722）计算弯曲强度许用应力得LIM1130214805FSTNYPALI223SXFM（6）确定齿形系数、1FAY计算分度圆锥角2RCTNART4897U129016计算当量齿数、为1VZ211/COS5/CS25VZ22/O78460V查图716取，16FAY1FA（7）确定应力校正系数，根据、由图717查得，VZ2159SAY185SA（8）计算大小齿轮的值SF，126590864ASY280435FASY设计计算及说明结果大齿轮的数值大。（9）将以上各值代入公式计算得132405FASRYKTMZUMM43224697014257013由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的327按表79圆整为M3。再根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径130MM，协调相关参数与尺寸1D为，取1304DZM14Z2892U锥齿轮分度圆直径为，134D263M这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。锥齿轮详细参数齿轮12锥角11567844法面模数33齿数44212分度圆直径132636齿宽8074锥距2794传动比489设计计算及说明结果低速级齿轮设计圆柱斜齿轮设计齿轮34设计计算1选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数（1）选择齿轮材料与热处理根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表71取小齿轮材料为40GR钢，调质处理，硬度HBS1260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。表71齿轮常用材料及其力学性能材料力学性能/MPA硬度材料牌号热处理BSHBSHRC应用范围正火580290162217调质650360217255一般传动45表面淬火4050小型闭式传动，重载有冲击40MNB调质750500240280调质750470217289中低速、中载齿轮42SIMN表面淬火4555重载、有冲击调质700500241286一般传动40CR表面淬火4855重载、有冲击20CR渗碳、淬火6353905662冲击载荷20CRMNTI渗碳、淬火1080835566238CRMOALA调质、氮化1000850229氮化HV850无冲击载荷ZG310570正火569314163207低速重载HT300300187255低速中载、无冲击QT5005正火500300147241代替铸钢夹布胶木1002535高速轻载设计计算及说明结果2）选择齿轮的精度此减速器为一般工作机，速度不高，参阅表77，初定为8级精度。表77齿轮的精度等级的适用范围圆柱齿轮的线速度（M/S）锥齿轮的线速度（M/S）齿轮精度直齿轮斜齿轮直齿曲齿5级及以上153012206级153012207级10158108级61047（3）初选齿数取24，1Z21372489UZ2确定材料许用接触应力（1）确定接触疲劳极限，由图718（A）查MQ线得LIMH，LIM1720HMPALI2580MP（2）确定寿命系数NZ小齿轮循环次数91603012830150HNJL大齿轮循环次数92/75设计计算及说明结果由图719查得12NZ（3）确定尺寸系数，由图720取XZ12XZ（4）确定安全系数，由表78取105HSHS（5）计算许用接触应力，按式720计算，得LIM21170685NXHHZMPASLI22设计计算及说明结果表78最小安全系数参考值最小安全系数可靠度要求齿轮使用场合SHMINSFMIN高可靠度特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮151620较高可靠度长期运转和较长的维修间隔；齿轮失效会造成严重的事故和损失1251316一般可靠度通用齿轮和多数工业齿轮10111253根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计齿面接触强度按式（725）计算，其公式为21312EHDZKTU确定上式中的各计算数值如下（1）初定螺旋角15，并试选载荷系数13T（2）计算小齿轮传递的转矩6641195095023104PTNMN（3）确定齿宽系数，由表76选取齿宽系数08DD（4）确定材料弹性影响系数，由表75查得EZ1/289EZMPA（5）确定节点区域系数，由图714得243HH（6）确定重合度系数由式（727）可得端面重合度为12183COS832COS1564747Z轴面重合度1082TANTAN3DZ设计计算及说明结果因1，由式（726）得重合度系数107964Z（7）确定螺旋角系数COS5098Z（8）试算所需小齿轮直径1TD2312532610479184309858352EHTDZKTUM取242MM14确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径K（1）确定使用系数，按电动机驱动，载荷平稳，查表2取1AAK（2）确定动载系数V计算圆周速度1701528/606TDNMS故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图78得111VK（3）确定齿间载荷分配系数K齿宽初定06242145MM1DTB计算单位宽度载荷值为4123610837/10/5ATAKFTNMBD查表73取14（4）确定齿向载荷分布系数，由表74得H2424108310855603DDB（5）计算载荷系数AVHK（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（712）得3310267145TTKDM设计计算及说明结果（7）计算模数6MM1452DMZ5齿根弯曲疲劳强度计算由式（728）得弯曲强度的设计公式为，213COSFASNDKTYMZ确定上式中的各计算数值如下（1）由图721（A）取，LIM130FMPALIM20FPA2）由图722查得弯曲疲劳寿命系数12NY设计计算及说明结果（3）由表78查得弯曲疲劳安全系数125FS表78最小安全系数参考值最小安全系数可靠度要求齿轮使用场合SHMINSFMIN高可靠度特殊工作条件下要求可靠度很高的齿轮151620较高可靠度长期运转和较长的维修间隔；齿轮失效会造成严重的事故和损失1251316一般可靠度通用齿轮和多数工业齿轮1011125（4）由图723得尺寸系数XY（5）由式（722）得许用弯曲应力LIM1130214805FSTNXYMPALI223SF（6）确定计算载荷K初步确定齿高2252256135，08145/135859HM/BH查图712得123,计算载荷F15412398AVFK设计计算及说明结果（7）确定齿形系数当量齿数为，FAY3124/COS526VZ327/COS158VZ由图716查得126,FA（8）由图17查得应力校正系数，159SAY2176SA设计计算及说明结果（9）计算大小齿轮的值FASY，126590864FAS21760235FASY大齿轮的数值大。（10）求重合度系数Y端面压力角TANTAN20RCRC647OSOS15T基圆螺旋角的余弦值为CSC/C20/COS097BNT当量齿轮端面重合度，由式（730）得2216475OS9AAB按式（730）计算075201ANY（11）由图725得螺旋角影响系数8（12）将上述各值代入公式计算，得2123432COS29860150876901257FASNDKTYMZM由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1157按国标取为NM125。并根据接触强度计算出的分度圆直径70MM，NM1D协调相关参数与尺寸为1COS45COS12NDZ，取21372U241Z这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。设计计算及说明结果6齿轮几何尺寸计算1）中心距121430COSCOS5NZMAM把中心距圆整成216MM。2）修正螺旋角12341265ARCOSARCOS0NZ螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。3）分度圆直径12514COSNZMDM236SCO5NZ4）确定齿宽，取B270MM，B180MM108416BDM7齿轮各部分详细尺寸汇总齿轮34分度圆直径D145536模数MN125125齿数Z112414齿宽B8070中心距A340螺旋角1515旋向左右设计计算及说明结果设计轴的尺寸并校核（一）轴材料选择和最小直径估算轴采用材料45钢，进行调质处理。则许用应力确定的系数103，取高1260A速轴，中间轴，低速轴。按扭转强度初定该轴的最1260A120A1203A小直径，即。当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大MINDN3M0INP57，当两个键槽时将数值增大到1015。1高速轴，因高速轴安装联轴器有一524712633101MINA键槽，则2623MM。对于连接电动机和减速器高速DIN1轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T50142003）。1联轴器传递的名义转矩9550TM9572095NNP计算转矩（K为带式运输机工作系数，M43109572CNKTK12515,取K15）。2根据步骤1、2和电机直径D电机42MM，则选取LX3型联轴器。其中公称转矩，联轴器孔直径R/IN4750NM1250N许用转速，NTD（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径D电机42MM。3确定轴的最小直径。根据D轴（0812）D电机，所以。M63D1IN取35D1MIN2中间轴。该处轴有一键槽，则M7381469203022INPA，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直7381DMIN2径，取。45IN2设计计算及说明结果3低速轴。考虑该处有一联轴器和大斜M16539412ND30MIN3PA齿圆柱齿轮，有两个键槽，则，取整4830DMIN。65DMIN3（二）轴的结构设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，参考表41、图424（机械设计课程设计第3版哈尔滨理工大学出版社），初步设计轴草图如下A高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1各轴段直径的确定最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，。1DM35D1IN根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45MM12D设计计算及说明结果3轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50MM4轴环段取60MM5轴承处根据轴承取50MM6小锥齿轮处取40MM2轴各段长度1由选择的联轴器取60MM2由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40MM3由圆锥滚子轴承确定20MM4由装配关系、箱体结构确定110MM5由圆锥滚子轴承确定20MM6由套筒及小锥齿轮确定63MMB中间轴直径长度确定设计计算及说明结果1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据40MM，由课程设计表124轴承产品目录中初步MIND选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为D45，D85，T2075MM,B19MM,C16MM,所以取其直径45MM。2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80MM，直径为77006MM，所以长80MM直径77006MM。3轴的轴环段直径60MM，长10MM。C输出轴长度、直径设置。1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据40MM，由课程设计表124轴承产品目录中初步MIND选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为D45，D85，T2075MM,B19MM,C16MM,所以取其直径45MM。2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为75MM，所以长75MM直径50MM。3轴的轴环段直径60MM，长10MM。4）过渡轴直径50MM长度58MM5）轴承端直径45MM，长度42MM6）箱盖密封轴直径40，长度35MM7选择联轴器的直接35MM，长度60MM。设计计算及说明结果二、轴的校核中间轴一轴的力学模型建立RAVBCDFA2RTFA3RTRVA2FA3R490827354014607328073RAHRBHFT2FT31630861089341702841804721098414831203TM合MFR轴NM设计计算及说明结果二计算轴上的作用力大锥齿轮2圆周力NTFR861320519462501D24MT1T径向力9COSTAN83COSTANA12R轴向力8423261TR斜小圆齿3圆周力NTF31072D532T径向力5265COS20TAN61COSTAN3R轴向力NF9783TT3A三计算支反力1计算垂直面支反力（XZ平面）如图由绕支点A的力矩和则0AVM1897462RR3BFFNBV61275651389同理0则NFAV179，计算无误。Z1计算水平面支反力（XY平面）与上步骤相似，计算得，NFAH13260NFBH39205设计计算及说明结果四绘扭矩和弯矩图1垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩左CVMM49082N62107962NFAV4073567854D3AAV右D处弯矩M28198423125MA2NFBVDV左M560773NM右2绘水平面弯矩图，如图所示HMC处弯矩1382602FAHCD处弯矩49553NBD3合成弯矩图如图C处最大弯矩值M0218773061822MAXMCD处最大弯矩值93449D1转矩图T1203N2弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材151查得轴的许用应力A61MP应用第三强度理论12WTM29360438732D3212CC01932312DTMD而C处采用的齿轮轴，D处直径50MM，远大于计算尺寸。故强度足够。设计计算及说明结果五安全系数法疲劳强度校核对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。1判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故C处不是危险截面。D截面是危险截面。需对D截面进行校核。2轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用教材表151查得。取11640,275,5BMPAAMPA02503D截面上的应力因D截面有一键槽，。所引M94HB5T抗弯截面系数32323M8107414DTW抗扭截面系数3232365650TB16T弯曲应力幅，弯曲平均应力；A471A830749MAXAMPMD0M扭转切应力幅，平均切应力6322612AWT。63AMP4影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。由教材表38用插值法求出，取163K，轴按磨削加工，由教材附图34求出表面质量系数5321680。9故得综合影响系数253190631KK设计计算及说明结果621905321KK5疲劳强度校核轴在D截面的安全系数为0824710253MA1KS67136A15721082CASS取许用安全系数，故C截面强度足够。SCA,有设计计算及说明结果滚动轴承的选择及计算1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表153中初步选取，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为，MTDD521905，362AFN15TANT131E则12538,15697FRNR11220346594COT02715DNYR则124693874907ADAFNN则，1845961703AREF2407916835ARFE则111PR4COT0730537849218AN2PR3975FN则1616019406100329753RHCLHNP故合格。载荷水平面H垂直面V1NF13NF支反力F22845设计计算及说明结果2中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表153中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为MMTDD78254，651AFN5TAN1T2571035E129653,0FRNR则11221274804COT50263DRNYF则1274865192853ADANFN则，1980653ARE25763028ARFE则111PR04COT965325709820167FAN2PR02FN则1010140610667203RHCLHNP故合格载荷水平面H垂直面V19N125NF支反力F2606设计计算及说明结果3输出轴设计计算由机械设计课程设计表153中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30215，其尺寸为MMTDD2571375键联接的选择及校核计算1输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接MLHB5810触长度，则键联接所能传递的转矩为ML50“0226120792PTHDNM，故单键即可。397N2中间轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，MLHB4914接触长度，则键联接所能传递的转矩为ML3014“0252584120568PTHDNM，故单键即可。4376N3输出轴键计算校核圆柱齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，MLHB5914接触长度，则键联接所能传递的转矩为ML415“020235120561PTHDNM，故单键即可。43716N设计计算及说明结果联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。1输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔NM径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合120DM120DM52L的毂孔长度为38MM。2输出轴选选HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000，半联轴器NM的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与175DM1275DM142L轴配合的毂孔长度为142MM。润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计