V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计任务书

V 带传动二级圆柱斜齿轮减速器 设计任务书 一 . 课程设计书 设计课题 : 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 载荷变化不大 ,空载起动 ,卷筒效率为 括其支承轴承效率的损失 ),减速器小批量生产 ,使用期限 8年 (300天 /年 ),两班制工作 ,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 ,电压 380/220V 表一 : 鼓轮直径 (传送带速度（ m/s） 传送带主动轴所需扭矩 （ Nm） 280 00 二 . 设计要求 轮零件图各一张 ( 三 . 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. 设计 机 械 设 计 课 程 设 计 1 置总体设计 方案 : 1. 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：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下： 图一 :(传动装置总体设计图 ) 初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a5423321 a 1 为 V 带的效率 , 2 为轴承的效率， 3为齿轮的效率， 4 为联轴器的效率， 5为鼓轮传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑 采用开式效率计算 )。 2 3 5 4 1械 设 计 课 程 设 计 2 电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较 300 广的 电 压为 380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。 确定电动机的功率 电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。 1. 带式输送机所需的功率1中公式（ 2： 0 0/ 0 01 0 0 0/ 设计题目给定：输送带拉力 F（ N） =2000N 输送带速度 V(m/s)=m/s 2. 计算电动机的输出功率1（机械零件设计指导关阳等编 辽宁科学技术出版）表 2 2确定个部分效率如下： 弹性联轴器： （ 1个） 滚动轴承（每对）： （共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动： （精度 8级） 传动滚筒效率： 得电动机至工作机间的总效率 : 机 械 设 计 课 程 设 计 3 423421 带 卷筒的效率 : 96.0w电动机的输出功率： 7 0 0 0 01 0 0 0 确定电动机的转速 同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。 三相异步电动机常用的同步转速有 000 r ， 500 r ， 000 r ，50 r ，常选用 500 r 或 000 r 的电动机。 1. 计算滚筒的转速n w 601000 计算滚筒转速 工作机的转速： m i n/1 0 5 . 7280 n w 设计题目给定：滚筒直径 D=280输送带速度 V(m/s)=s 机 械 设 计 课 程 设 计 4 确定电动机的转速 由参考文献 2（机械设计）中表 18 1 可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 608i ，由参考文献 1 V 带传动比范围为 42i ，所以总传动比合理范围为 24016总i，故电动机转速的可选范围是： m i n/2 5 3 6 81 6 9 1 . 2m i n/1 0 5 . 7)24016( d 符合这一范围的同步转速有 3000r/参考文献 1中表 1查得： 方案 电动机型号 额定功率 （ 电动机转速 n/(r/最大转矩 /额定转矩 同步转速 满载转速 1 3000 2880 3000 2890 000 2900 1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，即选定 2号方案，电动机型号为 主要参数如下： 表 2动机相关参数 表 2式输送机相关参数 由选定电动机的满载转速对于多级传动 321计算出总传动比后，应合理地分配型号 额 定 功率 满载转速 计算输出功率 轴伸长 中心高 轴颈 键槽宽 890 r/80000带速度 皮带拉力 滚筒直径 工作条件 每天时间 设计寿命 转速 功率 s 2000N 300稳连续 8 小时 9 年 械 设 计 课 程 设 计 5 各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。 计算总传动比 由 电 动 机 的 满 载 转 速 890 和 工 作 机 主 动 轴 的 转 速05.7 rn w 可得： 总传动比 52 8 9 0/ wm 合理分配各级传动比 由参考文献 1中表 2 3，取带传动比 2带i， i ， 则 两级减速器传动比 带减 由于减速箱是展开布置，所以 21 ) ，取高速级传动比 21 35.1 ， 由 2221 35.1 减得 低速级传动比为 从而高速级传动比为 1 表 2动比分配 总传动比 电机满载转速 电机 高速轴 中间轴 滚筒转速 i 2890r/2 12i =3i =05.7 r/ 械 设 计 课 程 设 计 6 为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。 0 轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 m 890 rn m m 9550/9550 轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 带m 4 4 5/1 m 带 带轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 m i n/4 5/ 112 轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 m i n/223 4232 机 械 设 计 课 程 设 计 7 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 m i n/ 各项指标误差均介于 + 间。各轴运动和动力参数见表 4： 表 2轴运动和动力参数 轴名 功率 P (/转矩 T（ N/ m） 转速 n (r/传动比 i 效率 电机轴 4 890 2 轴 445 轴 轴 1 筒轴 确定带传动的主要参数及尺寸 1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。 2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。 3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴机 械 设 计 课 程 设 计 8 径。 传动设计计算 1、确定计算功率 由 2中表 8得工作情况系数 K 由 2中公式 8m 2、选 择 根据 890 ,由 2中图 8型 3、确定带轮的基准直径v 初选小带轮的基准直径12中表 8小带轮的基准直径 501 验算带速 v 按 2中公式 8d / 因为 25/5 ,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。 根据 2中公式 8 0 02 5 0212 由 2中表 8002 4、确定 据 2中公式 8 21021 27.0 , 初定中心距 2000 由 2中公式 8机 械 设 计 课 程 设 计 9 02122100 422 a 50500500250212002 2 由 2中表 8000计算实际中心距 a 由 2中公式 8962 0 5、验算小带轮上的包角 1 根据 2中公式 8 7180 121 6、计算带的根数 z 计算单根 由 501 和 890 ,查 2中表 8根据 8 9 0 和 2中表 8查 2中表 8K，查 2中表 8K , 于是由 2中公式 8 00 r 0 计算 z 根 7、计算单根 械 设 计 课 程 设 计 10 根据 2中公式 8 2m i 0)( KF c 2 其中 2中表 8型带 应使带的实际初拉力 F 。 8、计算压轴力 压轴力的最小值由 1中公式 8 i i m i i n 9、带轮结构设计 查 2中表 8带轮总宽度： 表 3 型带传动相关数据 计 算 功 率 传动比 i 带速 V (m/s) 带型 根数 单 根 初 拉力（ N） 压轴力 （ N） 2 带轮直径 (大带轮直径 (中心距 (基准长度 （ 带轮宽度 ( 小带轮包角 250 500 996 4000 102 机 械 设 计 课 程 设 计 11 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动 2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照 2中表 10择 8级精度（ 3. 材料 由 2中表 10者材料硬度差为 40小齿轮 40调质 硬度 280齿轮 45钢 调质 硬度 240. 试选择小齿轮齿数 201 z 大齿轮齿数 取 862 z 齿数比 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内各计算数值 试选载荷系数 3.1齿轮转矩 4161 由文献 2中表 10 齿宽系数：由文献 2中表 10 7知齿宽系数 1d由文献 2中图 10齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 701 301 计算应力循环次数 811 机 械 设 计 课 程 设 计 12 89112 由文献 2中图 10 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 安全系数 S=1 由文献 2中式 10 M P i M P i 计算 由式321111 试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 v t /1 计算齿宽 b 计算齿宽与齿高比611 机 械 设 计 课 程 设 计 13 计算载荷系数 据 8级精度。由图 10动载荷系数 12.1直齿轮 1 2中表 10由文献 2中表 10插入法查得 8 级精度、小齿轮相对非对称布置时 2中查图 10得 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 2中式 10 311 计算模数 m 按齿根弯曲强度计算 由文献【 1】中式 10 3 21 12 F 1. 确定公式内各计算数值 由文献 2中图 10001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 由文献 2中图 10 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由 2中式 10 M P 机 械 设 计 课 程 设 计 14 M P 计算载荷系数 K 6 0 查取齿形系数 由 2中表 10 查取应力校正系数 由 2中表 10 0 1 4 1 7 1 F Y 0 1 6 0 2 F Y 大齿轮的数值大 2. 设计计算 6 0 243 211 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 根据 近圆整为标准值 2m ，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 ， 算出小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 2 z 取 1052 z 实际传动比： %5% 机 械 设 计 课 程 设 计 15 高速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 022511 1 021 0 522 中心距 302 21050 齿轮宽度 01 取 51 02 表 3速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 压力 角 模数 中心 距 齿数 比 齿数 分度圆 直径 齿根圆 直径 齿顶圆 直径 齿宽 小齿轮 20 2 130 5 50 45 55 55 大齿轮 105 210 205 214 50 低速级齿轮设计 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择 8级精度（ 材料选择 小齿轮 40调质 硬度 280齿轮 45 调质 硬度 240 选择小齿轮齿数 253 按齿面接触强度设计 试选载荷系数 3.1械 设 计 课 程 设 计 16 小齿轮传递的扭矩T 552253 由 2中表 10得材料弹性影响系数 由 2中表 10取齿宽系数 1d由 2中图 10齿面硬度查得 小齿轮接触疲劳强度极限 703大齿轮的接触疲劳强度极限 304 由 2中式 10 823 78234 由 2中图 10 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 安全系数 S=1 由 2中式 10 M P i M P i 计算小齿轮分度圆直径入 2H 计算圆周速度 t /3 机 械 设 计 课 程 设 计 17 计算宽度 b 计算齿宽与齿高比 模数 m 齿高 t 计算载荷系数 据 8级精度。由 2中图 100.1 直齿轮 1 K。由 2中表 10 由 2中表 10插入法查得 8级精度、小齿轮相对非对称布置时 由 2中图 10 3 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 2中式 10 计算模数 m 按齿根弯曲强度计算 由 2中式 10曲强度设计公式 3 212 F 1. 确定公式内各计算数值 由 2中图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 003 ；大机 械 设 计 课 程 设 计 18 齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 由 2中图 10 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 由 2中式 10 M P M P 计算载荷系数 K 8 4 查取齿形系数 由 2中表 10得 查取应力校正系数 由 2中表 10得 F Y 3 F Y 0 1 5 7 9 4 F Y 大齿轮的数值大 3 212 F 5 7 2621 根据 2中表 10 1就近圆整为标准值 52 计算小齿轮齿数 Z 实际传动比： 械 设 计 课 程 设 计 19 传动比误差： %5% 低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 5 244 中心距 702 2 55852 432 齿轮宽度 58513 03 54 表 3速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 压力角 模数 中心距 齿数比 齿数 分度圆直径 齿根圆 直径 齿顶圆直径 齿宽 小齿轮 20 70 4 85 0 90 大齿轮 102 255 60 85 机 械 设 计 课 程 设 计 20 7. 传动轴和滚动轴承的设计 确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 1、确定轴的材料 输入轴材料选定为 40件，调质。 2、求作用在齿轮上的力 根据输入轴运动和动力参数 ,计算作用在输入轴的齿轮上的力： 输入轴的功率 输入轴的转速 4451 输入轴的转矩 圆周力： t 1 51050 111 径向力： 153820 3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为 40制处理，根据 2中表15 3，取 1490 A 30初步设计输入轴的结构 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 已知轴最小直径为 ，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值 20 ，为了与外连接件以轴肩定位，故取 3 。 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的 双支点各单向固定）。参照工作要求并根机 械 设 计 课 程 设 计 21 据 3 ，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6005（参考文献 3），其尺寸为 124725 为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故： 30 。 由于轴承长度为 12据 4中图 油板总宽度为 C ，根据箱座壁厚，取 10 且齿轮的右端面与箱内壁的距离 12 ，则取 ，根据 4中图 挡油板内测与箱体内壁取 。根据参考文献 1表 3中间轴的两齿轮间的距离15101 ，估取 ， ，因 03 ， 02 ， 5 故 。 设计轴承端盖的总宽度为 40减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为 20 0 。根据根据带轮宽度可确定 0 初步设计输出轴的结构 输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩1查表 14 考 虑 到 转 矩 变 化 很 小 故 取 K ，则： 初选联轴 按照计算标准 5014用型号机 械 设 计 课 程 设 计 22 为 Y 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 10 。半联轴器的孔径5f ,故取 5f 半联轴器长度 0 。 轴的结构设计 （ 1） 根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度 根据已确定的 45f d ，由于 了使联轴器以轴肩定位，故取 2e 。 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据 2e ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6011（参考文献 3），其尺寸为 189055 根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故5c 。 由 于轴承长度为 18油板总宽为 164d ，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为 挡油板内测与箱体内壁取 外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取 5上累加得出 9， 0。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出 572c 设计轴承端盖的总宽度为 37减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为 30 7e 。 按弯曲合成应力校核轴的强度 (1) (2) 处的 现将计算出的截面相关数据列于下表。 机 械 设 计 课 程 设 计 23 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F N 2 2 4 8 N, 1 2 2 3 H 2N H 1 8 1 8 F N, 4 4 5 2N V 1 弯矩 M 总弯矩 0 3 4 4 . 8 2 扭矩 T 3 按弯矩合成强度条件，校核危险点即 C 截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取 6.0a ，由 2中表 15弯曲疲劳极限 M P 0 3 4 4 . 813222结论：强度足够。 轴的设计 中速轴的设计 1、中速轴的功率 中速轴的转速 n 中速轴的转矩 、初步确定轴的最小径 32中0 因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为 6206 的深沟球轴承，其尺寸为 166230 根据前两机 械 设 计 课 程 设 计 24 个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。 t 1 ； 9520 轴承的选择 轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。 输入轴轴承 1. 轴承类型的选择 由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 589 ；轴承转速 4451 ；轴承的预期寿命hL h 2 1 6 0 093 0 08 求轴承应有的基本额定动载荷值 h 63 61 按照 3 表 22C 10000 的 6005 轴承 验算 6005轴承； 216 00348 97873100 0071560 1066h 因此轴承 6005 合格。 输出轴轴承 由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 机 械 设 计 课 程 设 计 25 轴承承受的径向载荷 871 ； 轴承承受的转速 轴承的预期寿命 1 6 0 093 0 08 求轴承应有的基本额定动载荷值 h 148 1 010 216 0 63 63 按照 3 表 22C 30200 的 6011 轴承 验算 6011轴承； 21600103. 3928713020057. 360 10366h 因此轴承 6011 合格。 中间轴轴承 由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。 轴承承受的径向载荷 ； 轴承承受的转速 轴承的预期寿命 1 6 0 093 0 08 求轴承应有的基本额定动载荷值 h 63 62 按照 3表 22C 19500 的 6206 轴承 . 验算 6206轴承； 机 械 设 计 课 程 设 计 26 2160045308250 1. 2819500174 . 260 1066h 因此轴承 6206 合格。 8. 键联接设计 1、输入轴键连接 由于输入轴上齿轮 1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择 尺寸依据轴颈 0 ，由 2中表 6键长根据皮带轮宽度 B=60=50 校核键连接的强度 键和联轴器的材料都是钢，由 2中表 6得许用及压应力 M 20100 取 平 均 值 10 。 键 的 工 作 长 度2650 ，键与轮毂键槽的接触高度 由 2 中式 6 3 ，强度足够。 键 5066h 1096、输出轴键连接 输出轴与齿轮 4的键连接 选择键连接的类型与尺寸 一般 8 级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（ A 型）。据 0 ，由 2中表 6得 键的剖面尺寸为 8 ，高度 1 。由轮毂宽度 5 及键的长度系列取键长 0 。 校核键连接的强度 键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由 2中表 6得许用及压应力 M P 20100 取 平 均 值 10 。 键 的 工 作 长 度21870 ，键与轮毂键槽的接触高度 机 械 设 计 课 程 设 计 27 由 2 中式 6 3 ，强度足够。 键 701118h 1096 输出轴端与联轴器的键连接 据输出轴传递的扭矩国家标准 5014用 弹性套柱销联轴器。其公称转矩为 710。半联轴器孔径51 。 选择键连接的类型及尺寸 据输出轴轴端直径 5 ，联轴器 Y 型轴孔 51 ，轴孔长度0 选取 0914 校核键连接的强度 键和联轴器的材料都是钢，由 2中表 6得许用及压应力 M 20100 取 平 均 值 10 。 键 的 工 作 长 度61470 ，键与轮毂键槽的接触高度 。 由 2 中式 6 3 ，强度足够。 键 70914h 1096 、中间轴的键连接 中间轴与齿轮 2的键连接 选择键连接的类型与尺寸 一般 8 级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（ A 型）。据 5 ，由 2中表 6得键的剖面尺寸为 0 ，高度 。由轮毂宽度 0 及键的长度系列取键长 0 。 校核键连接的强度 键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由 2中表 6得许用及压应力机 械 设 计 课 程 设 计 28 M 20100 取 平 均 值 10 。 键 的 工 作 长 度01040 ，键与轮毂键槽的接触高度 由 2 中式 6 3强度足够。 键 40810h 1096 2）、中间轴与齿