带式运输机上的单级圆柱齿轮减速箱设计书

1 带式运输机上的 单级圆柱齿轮减速箱设计书 一任务设计书 设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速箱，运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，减速器小批量生产，使用期限 10 年，两班制工作。运输带允许速度误差为 5%. 设计参数 : 运输带工作拉力 F= 2500 N 运输带工作速度 v = 1.3 m/s 卷筒直径 D=450 计工作量： 传动方案如下 图 同组人：周战凯、张行、叶铮、叶敬红、徐荣荣。 二 运动参数的计算 1 电动机的选型 2 1）电动机类型的选择 按工作要求选择 Y 系列三相异步电机，电压为 380V。 2）电动机功率的选择 滚筒转速： 6 0 6 0 1 . 3 5 5 . 1 7m i 4 5v 负载功率 : 2 5 0 0 1 . 3 3 . 3 91 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 6w 动机所需的功率为： （其中：率， a为总效率。） 为了计算电动机所需功率确定从电动机到工作机只见得总效率a，设1、2、3、4分别为 V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为 8 级）、滚动轴承（球轴承）和 联轴器的效率 查机械设计课程设计表得 1=a 1 2 3 430 . 9 5 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 90 . 8 8 5 2 折算到电动机的功率为 : 3 . 3 9 3 . 8 3 0 k 8 8 5 2wd 选取电机额定功率为 4）电动机转速的选择 选择常用的同步转速为 1500 r/ 1000 r/ 4）电动机型号的选择 为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机 计算传动装置的总传动比和分配传动比 电动机 型号 额定 功率 同步 转速 满载 转速 总传 动比 轴外伸轴径 轴外伸长度 500r/440r/80132000 r/60 r/803 (1)总传动比 : 960i 1 7 . 4 05 5 . 1 7ma （ 2）选择带传动的传动比 3 （ 3）齿轮的传动比11 7 . 42 5 . 83i 3 计算传动装置的运动和动力参数： （ 1）计算各轴的转速 : 2/ 3 2 0 / 5 . 8 5 5 . 1 7 / m i In n i r 5 5 . 1 7 / m i I I In n r （ 2）各轴的输入功率 I 轴上输入功率 : 1 d 3 3 . 8 3 0 0 . 9 5 0 . 9 9 3 . 6 0 2P P K W 1输入功率： 13 3 . 6 0 2 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 4 5 9 K W 2输入功率： 4 3 . 4 5 9 0 . 9 9 0 . 9 9 3 . 3 9 0I I I I K W 3（ 3）各轴的转矩 电动机的输出转矩： 9 5 5 0 9 5 5 0 3 . 8 3 0 9 6 0 3 8 . 1 0 1 1 1 19 5 5 0 / n 9 5 5 0 3 . 6 0 2 / 3 2 0 1 0 7 . 5 0T P N m 9 5 5 0 / n 9 5 5 0 3 . 4 5 9 / 5 5 . 1 7 5 9 8 . 7 5 7 I I I N 9 5 5 0 / n 9 5 5 0 3 . 3 9 0 / 5 5 . 1 7 5 8 6 . 8 1 3 I I I I I I N 运动和动力参数如下表 轴号 转速n/(r/输入功率P（ 转矩 T（ ） 传动比 i 电动机 轴 960 轴 320 轴 4 1 轴 带传动的设计 1. 确定计算功率 查机械设计手册得： 1 . 1 4 4 . 4 kc a AP k P W ,式中 为工作情况系数， p 为传递的额定功率 ,即电机的额定功率 . 2. 选择带型 号 根据 ， ,查课本图 用带型为 A 型带 3. 选取带轮基准直径 1, 2）初选小带轮基准直径 查课本表 表 小带轮基准直径 1 100D 2）验算带速 v 1 1 0 0 9 6 0 5 . 0 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 在 5 25m/s 范围内，故 V 带合适 3）计算大带轮基准直径 1122 (1 ) (1 0 . 0 1 ) 1 0 0 9 6 0 / 3 2 0 2 9 7m 取 大带轮基准直径 1 300D 4. 确定中心距 a 和带的基准长度 由1 2 0 1 00 . 7 ( ) 2 ( )D D a D D 得02 8 0 8 0m m a m m初步选取中心距0 500m 所以带长 ,L = 2210 1 20()2 ( ) 1 6 4 8 . 3 2 m 查课本图 取基准长度 1600dL 实际中 心距 01 6 0 0 1 6 4 8 . 3 26 0 0 5 7 5 . 8 422a m m 5. 验算小带轮包角1211 1801 8 0 1 6 0 . 1 1 2 0 ，包角合适。 5 6. 确定 v 带根数 z 由 1 100D 和1n 9 6 0 / m 课本表 0 0 查课本表 K=速1n 9 6 0 / m 传动比1 3i ,查课本 表 0 0 p 查课本表 04 . 4 4 . 3 3( ) ( 0 . 9 7 0 . 1 1 ) 0 . 9 5 0 . 9 9 P k k 故选 Z=5 带 。 由表 q=m. 单 根 普 通 带 张 紧 后 的 初 拉 力 为220 2 . 55 0 0 ( ) 5 0 0 4 . 4 ( 2 . 5 0 . 9 5 ) 5 . 0 3 5 0 . 9 5 0 . 1 0 5 . 0 3 1 4 5 . 2 5q v Nv z k 6 0 . 12 s i n 2 5 1 4 5 . 2 5 s i n 1 4 3 0 . 4 322QF z F N 轮的结构设计 （ 1） B=（ e+2f=（ 515+210=80 、小带轮的设计 采用材料 铁 003d， d 为电机轴的直径 d=38 且1D 300采用腹板式。腹板上不开孔。 、大带轮的设计 由于 00 故采用孔板式。 四 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 6 （ 2）运输机为一般工 作状态的机器，转速不高，故齿轮选择 8 级精度。 （ 3）材料选择 根据课本表 小齿轮材料为 40质），硬度 260齿轮材料为 45 钢（调质） 40小齿轮齿面的硬度差为 260 240=20，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。 2、按齿面接触疲劳强度设计 （ 1）转矩 1 1 0 7 =107500N 2）齿宽系数d由表 d= 3）接触疲劳极限710 (查图 580 4）初步计算许用接触应力 H1 l i m 12 l i m 2 0 . 9 0 . 9 7 1 0 6 3 9 0 . 9 0 . 9 5 8 0 5 2 2 a （ 5 ） 由表 取0 1 331 221 1 0 7 5 0 0 5 19 0 7 1 . 2 5 1 5 2 2 5 m m （ 6）初步计算小齿轮直径取 75步齿宽 b 1 1 7 5 7 5 （ 1）校核接触疲劳强度 圆周速度 v 11 7 5 3 2 0 1 . 2 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿 数 z 和模数 m 取模数 m=7 小齿轮齿数 11 30dz m大齿轮齿数 21 5 . 8 3 0 1 7 4z 使用系数 载系数 间载荷分布系数 9 5 5 5 5 2 5 4 8 . 1 375d 1 . 2 5 2 5 4 8 . 1 3 4 2 . 4 6 1 0 0 /75 m 121 1 1 11 . 8 8 3 . 2 ( ) c o s 1 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 7 63 0 1 7 4 4 4 1 . 7 6 0 . 8 633Z 2211 1 . 3 40 . 8 6 齿 向 载 荷 分 布 系 数表 2 3 2 31( ) 1 0 1 . 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 1 7 5 1 0 1 . 3 8H B C 载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 1 5 1 . 3 4 1 . 3 8 2 . 6 6A v H K K K 弹性系数 1 8 9 P a节点区域系数 触最小安全系数 算应力循环次数 大齿轮 91 1 h 1 1 0 n j L N 6 0 n j L 6 0 3 2 0 1 ( 2 8 3 6 5 1 0 ) 1 . 1 2 1 0 小齿轮 9 81221 . 1 2 1 0N 1 . 9 3 1 05 . 8 接触寿命系数 1 8 2 许用接触应力 Hl i m 1 11m i 0 1 . 0 5 7 1 01 . 0 5 l i m 2 22m i 0 1 . 1 2 6 1 8 . 6 71 . 0 5 验算 12212 1 2 2 . 6 6 1 0 7 5 0 0 5 . 8 11 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 6 5 1 4 . 1 57 5 7 5 5 . 8H E Z M P ab d u 15 1 4 . 1 5 a计算结果表明，接触疲劳强度较为适合，齿轮尺寸无需调整。 齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 81 . 7 6Y 齿间载荷分布系数表 1 / 1 / 0 . 6 8 1 . 4 7 齿向载荷分布系数 7 5 / ( 2 . 2 5 2 . 5 ) 1 3 . 3 由图 荷系数 K 1 . 2 5 1 . 1 5 1 . 4 7 1 . 3 8 2 . 9 1A v F K K K 齿形系数图 1力修正系数图 1 2 弯曲疲劳极限表 li m 1 600F M P a l i m 2 450F M P a 9 弯曲最小安全系数 弯曲寿命系数 1 2 尺寸系数 许用弯曲应力 Fl i m 1 11m i 0 0 . 8 6 1 4 1 2 . 81 . 2 5F N P l i m 2 22m i 0 0 . 9 7 1 3 4 9 . 21 . 2 5F N P 验算 11 1 112 2 2 . 9 1 9 5 5 5 52 . 5 3 1 . 6 3 0 . 6 8 1 1 0 . 8 97 5 7 5 2 . 5F F a s Y Y M P ab d m 222111112 . 1 5 1 . 91 1 0 . 8 9 1 0 9 . 8 52 . 5 3 1 . 6 3F a s a s P 11，22设计合理。 （ 1）计算分度圆直径 11 3 0 2 . 5 7 5d z m m m 22 1 7 4 2 . 5 4 3 5d z m m m （ 2）计算中心距 12 7 5 4 3 5 25522m m （ 3）计算齿宽 1 1 7 5 7 5bb d m m 取2 75B 1 85B 10 齿轮的主要尺寸和参数 名称 符号 公式 齿 1 齿 2 齿数 z z 30 174 分度圆直径 d 75 435 齿顶高 根高 ( * 顶圆直径 aa 80 440 齿根圆直径 ff 心距 a 2/)( 21 255 齿宽 b 1 85 75 五 轴的设计 （一） 低速轴 的设计 速2 5 5 / m i 5 9 8 . 7 5 7T N m切向力222 2 5 9 8 7 5 7 2 7 5 2 . 9 1435 径向力 t a n 1 0 0 1 . 9 8 N 11 先按课本式（ 15步估计轴的最少直径。材料为 45钢，调质处理。根据课本表 112C 1 1332 4 5 91 1 2 4 4 . 55 5 . 1 7 m 因为轴上有单键槽，最小轴径增加 3%， m i n 1 . 0 3 4 4 . 5 4 5 . 8 4d 输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径I 故先选联轴器。 联轴器的计算转矩2 T，查课本表 14虑到转矩的变化很小，故 K =则： 2 1 . 4 5 9 8 . 7 5 7 8 3 8 . 2 6 T N m 选择弹性柱销联轴器 , 型号为 :联 轴器 , 材料为钢，其公称转矩为 :1 2 5 0 8 3 8 . 2 6N m N m 轴孔直径 d=48轴孔长 L=112, 84用转矩为 4000r/、轴的结构设计 (1)轴 上零件的定位 ,固定和装配 单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央 ,相对两轴承对称分布（ 右面由轴肩定位 ,联接以平键作为过渡配合固定 . (2)确定轴各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求 , 1L 轴段右端需制出一轴肩 ,故取 1L 段的直径 2 55d ,左端用轴端挡圈定位 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 : 84L ,为了保 证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上 ,故段的长度应比略短 , 12 取 :1 82L 初步选择滚动轴承 ,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承 ,参照工作要求并根据 :1 48d 由机械设计课程设计表 12取 6212型轴承 ,尺寸 : 6 0 1 1 0 2 2d D B 故7 68d 左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位 ,右端滚动轴承采用轴肩定位 .取 d -=63安装齿轮处轴段 66d 齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位 ,已知齿轮轮毂的宽度为 75为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短与轮毂宽度 ,故取：5 72l 齿轮右端采用轴肩定位 ,轴肩高度 ,取5h ,则轴 环处的直径： 6 5 0 2 7 6d h m m ，轴环宽度： ,取6 10l 轴承端盖的总宽度为： 取： 50. 取齿轮距箱体内壁距离为 : 15a ，4 25l 。至此 ,已初步确定了轴的各段直径和长度 . (3)轴上零件的 周向定位 齿轮 ,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 1）齿轮与轴的连接 按5 66d 课本表 6 :平键截面 20 12 ,键槽用键槽铣刀加工 ,长为 :63 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性 ,故选择齿轮轮毂与轴的配合为762）半联轴器与轴的联接 , 查课本表 6用平键为 : 1 4 9 7 0b h L ,半联轴器与轴的配合为 : 6r . 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 ,此处选轴的直径尺寸公差为 : 6k . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 13 参照课本表 15轴端倒角为 :2 45 ,4，各轴肩处圆角半径取1R 。 (5)求轴上的载荷 在确定轴承的支点位置时 ,深沟球轴承的作用点在对称中心处，据轴的计算简图作出轴的弯矩图 ,扭矩图和计 算弯矩图 ,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面 . (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 . 作用在齿轮上的力 14 切向力222 2 5 9 8 7 5 7 2 7 5 2 . 9435 径向力 t a n 1 0 0 1 . 9 7 N求作用于轴上的支反力 水平面内支反力 :错误 !未找到引用源。 垂直面内支反力 : 错误 !未找到引用源。 作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各 力产生的弯矩 . 23231 3 7 6 . 4 5 7 2 . 5 9 9 7 9 2 . 6 3 ,5 0 0 . 9 8 7 2 . 5 3 6 3 2 1 . 0 5 l N m l N m m 计算总弯矩 : 22221 1 3 7 6 . 4 5 5 0 0 . 9 8 1 0 6 1 9 6 . 9M N m m 作出扭矩图 :2 598757T T N m m . 作出计算弯矩图 : 22M M T, 2 2 2 21 0 6 1 9 6 . 9 ( 0 . 6 5 9 8 7 5 7 ) 3 7 4 6 2 1 . 6 m T N 校核轴的强度 对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核 的左侧。 330 . 1 0 . 1 5 6 1 7 5 6 1 . 6 , 3 7 4 6 2 1 . 6 2 1 . 3 5 6 1 . 6b M 由表 6 0b M P a ，因此1ca b，故安全。 （二） 高速 轴的设计 速1 2P 3 2 0 / m 15 2 107500T N m切向力112 2 1 0 7 5 0 0 2 8 6 6 . 6 775 径向力 t a n 1 0 4 3 . 3 9 N先按课本式（ 15步估计轴的最少直径。 材料为 40 质处理。根据课本表 102C 1 1332 6 0 21 0 2 2 2 . 9320I I i m 有键槽增加 3%， 输出轴的最 小直径显然是安装带轮处轴的直径1d，1d=30电动机轴外伸 80合轮毂长度 69、轴的结构设计 由于小齿轮的直径与轴的直径相差不大，所以将高速轴做成齿轮轴。（ 1） 轴上零件的安装与定位。 装轴承，轴承型号为 6209，主要尺寸为 4 5 8 5 1 9d D B ，取3719L L m m 。 46,以 4655d d m m，取4621L L m m。 端用轴肩定位带轮，所以2 40d 125 7 , 5 2L m m L m m， 成齿轮轴，为了充分与大齿轮啮合，5 85L 轴的主要尺寸如下图所示。 16 (2)轴上零件的周向定位 大带轮与轴的联接，选用平键为 : 1 0 8 5 6b h L ,大带轮与轴的配合为 : 6r . 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的 ,此处选轴的直径尺寸公差为 : 6k . (3)确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表 15轴端倒角为 :2 45 ,各轴肩处圆角半径取 1R 。 (5)求轴 上的载荷 在确定轴承的支点位置时 ,深沟球轴承的作用点在对称中心处，据轴的计算简图作出轴的弯矩图 ,扭矩图和计算弯矩图 ,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面 . (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 . 17 作用在齿轮上的力 切向力112 2 1 0 7 5 0 0 2 8 6 6 . 775 径向力 t a n 1 0 4 3 . 2 N求作用于轴上的支反力 水平面内支反力 :错误 !未找到引用源。 垂直面内支反力 : 错误 !未找到引用源。 作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩 . 18 11111 4 3 3 . 3 5 7 3 1 0 4 6 3 4 . 5 5 ,5 2 1 . 6 7 3 3 8 0 7 6 . 8 l N m l N m m 计算总弯矩 : 22221 1 0 4 6 3 4 . 5 5 3 8 0 7 6 . 8 1 1 1 3 4 7 . 3 5M N m m 作出扭矩图 :2 107500T T N m m . 作出计算弯矩图 : 22M M T, 2 2 2 21 1 1 3 4 7 . 3 5 ( 0 . 6 1 0 7 5 0 0 ) 1 2 7 4 4 4 . 7 m T N 校核轴的强度 对 轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核 的左侧。 330 . 1 0 . 1 7 5 4 2 1 8 7 . 5 , 1 2 7 4 4 4 . 7 4 . 2 1 8 7 . 5b M 由表 6 0b M P a ，因此1ca b，故安全。 六 . 轴承的选择及计算 轴承 1：深沟球轴承 6209 轴承 2：深沟球轴承 6212 1）校核深沟球轴承 6209，查机械设