机械设计课程设计带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器

1、= 1 传动装置总体设计方案11拟定传动方案已知条件：1. 运输带工作拉力：f5.5kn；2. 运输带工作速度：v0.45m/s；3. 卷筒直径：d400mm；4. 使用寿命：8年；5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计方案如下：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。确定传动装置总体设计方案:传动设计方案有：单级圆柱齿轮传动+链传动；v带传动+单级圆柱齿轮传动；两级圆柱齿轮传动；圆锥圆柱齿轮传动；蜗杆传动。先由已知条件计算驱动卷筒的转

2、速，即：一般选用同步转速为1000或1500以及3000的电动机作为原动机，因此，传动装置总传动比约为840。由于工作环境灰尘较大，故方案和方案不合适；方案不适宜长时间连续工作，且成本较高；由于圆柱齿轮减速器结构简单，应用广泛，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便，方案比方案结构简单，制造成本低等，故选取方案。方案传动装置简图如下：1.2 选择电动机1.电动机容量(1)卷筒轴的输出功率(2)电动机输出功率其中传动装置的总功率：式中，1、2、3、4、 5为从电动机至卷筒机之间的各传动机构和轴承的效率。查课程指导书表2.2得：v带1=0.90，滚动轴承2=0.98，圆柱齿轮传动3=0.98

3、，联轴器4=0.99,卷筒轴滑动轴承5=0.90，故：2、查表2.3按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i925，则总传动比合理范围为i18100，电动机转速的可选范围为ni（18100）21.53872150r/min。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定同步转速为n=1000 r/min。3、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为y132s-6。其主要性能：额定功率：3kw，满载转速960r/min，额定转矩2

4、.0。质量66kg，它为卧式封闭结构。1.3计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比2.分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.8，则减速器传动比为44.64/2.815.94根据各原则，查图得高速级传动比为4.555，则15.94/4.555=3.5方案电动机型号额定功率pkw电动机转速电动机重量kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比v带传动减速器1y132s-6410009607544.642.815.94电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号habcdefgdgy132s61322161408938801083

5、3kbb1b2haabbhal11228021013531563205204701.4计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速取电动机为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为：2.各轴输入功率按减速器所需功率计算各轴输入功率：3.各轴转矩将以上计算结果整理如下表：项目o轴i轴ii轴iii轴卷筒轴转速（r/min）960342.8675.2721.5121.48功率（kw）3.4863.143.022.902.76转矩（nm）34.787.5383.21287.51227.1传动比2.84.5553.51效率0.90.96040.96040.9512 传动零件的设计计算2.1

6、.设计带和带轮1.确定计算功率查课本表8-7得：,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既减速器所需的功率.2.选择带型号根据，和小带轮转速n0,查课本p157图8-11可选用带型为a型带3.选取带轮基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径，则大带轮基准直径. 4.验算带速v 在525m/s范围内，带充分发挥。5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取，中心距的变化范围在476.1mm548.1mm之间6.验算小带轮包角，包角合适。7.确定v带根数z因，带速，传动比,和,查课本和表8-4a或8-4c和8

7、-4b或8-4d,得 .查课本表8-2得=0.99.查课本表8-5,并由内插值法得=0.946，故由公式8-26得故选z=4根带。8.计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为9.计算作用在轴上的压轴力利用公式8-28可得:2.2.齿轮传动的设计计算2.2.1 设计减速器的高速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）。材料选择。由机械设计p191表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质后表面淬火），硬度为55hrc，大齿轮材料为40cr（调质后表面淬火），硬度为50hr

8、c，二者材料硬度差为5hrc。选小齿轮齿数20，大齿轮齿数，圆整后齿数取。初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算：确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数kt=1.6由机械设计p205表10-7选取齿宽系数由表机械设计p201表10-6查得材料的弹性影响系数由机械设计p209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计p206式10-13计算应力循环次数由机械设计p207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数s=1，由式10-12得：因此，许用接触应力由机械设计p217图10-30选取区域系数由机械设计p215

9、图10-26查得，因此有设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计p193表10-2得载荷系数=1根据v=0.69m/s，7级精度，由机械设计p194图10-8查得动载荷系数=1.01由机械设计p196表10-4查得：由机械设计p198表10-13查得=1.26由机械设计p195表10-3查得= =1.2因此，载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算：确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度，从机械设计p217图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数由机械设计p2

10、00表10-5查得，查取应力校正系数由机械设计p200表 10-5查得，由机械设计p208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计p206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12得：计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.03mm来计算应有的齿数。于是由：取，则，取。 几何尺寸计算计算中心距将中心距

11、圆整为109mm。修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。2.2.2 设计减速器的低速级齿轮 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。精度等级仍选用7级精度（gb10095-88）。材料选择。由机械设计p191表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为50hrc，大齿轮材料为40cr（调质），硬度为50hrc。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整齿数取。初选螺旋角为。按齿面接触强度设计按照下式试算：确定公式内的各计算数值转矩试选载荷系数由机械设计p205表10-7选取齿宽系数由机械设计p201表1

12、0-6查得材料的弹性影响系数由图机械设计p 20910-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由机械设计p206式10-13计算应力循环次数由机械设计p207图10-19查得接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数s=1，由式10-12得：因此，许用接触应力由机械设计p217图10-30选取区域系数由机械设计p215图10-26查得，因此有设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数查机械设计p193表10-2得载荷系数=1根据v=0.238m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.

13、005由机械设计p 196表10-4查得：由机械设计p198表10-13查得=1.26由机械设计p195表10-3查得= =1.2因此，载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数 按齿根弯曲强度设计按下式计算：确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。计算当量齿数查取齿形系数由机械设计p200表10-5查得，查取应力校正系数由机械设计p200表 10-5查得，由机械设计p208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计p206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.

14、4，由式10-12得：计算小、大齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.75mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=59.96mm来计算应有的齿数。于是由：取，则，取。 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为140mm。修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽圆整后，小齿轮齿宽，大齿轮齿宽。2.3 验证减速器齿轮的润滑情况根据表3-3中关于双级或多级圆柱齿轮减速器的浸油润滑作以下验证： 对于低速级大齿轮，圆柱齿轮浸

15、油深度为hs=1个齿高（不小于10mm）1/3齿轮半径。齿顶圆直径：1/3齿轮半径：齿全高： 对于高速级大齿轮浸油深度hf约为0.7个齿高，但不小于10mm。齿顶圆直径： 现取hf=10mm，验证低速级大齿轮浸油深度是否满足要求。低速级大齿轮浸油深度：该值符合低速级大齿轮浸油深度要求。因此，减速器齿轮的浸油润滑符合要求。将两对齿轮的主要参数整理如下表： 高速级 低速级小齿轮 大齿轮小齿轮大齿轮直径mm39.07178.9262.22217.78半径mm19.53589.4631.11108.89模数22.75齿顶圆mm43.07182.9267.72223.28齿根圆mm34.07173.92

16、55.345210.905齿数19872277齿宽mm40355550螺旋角132812133036中心距mm1091403 轴系零、部件的设计计算3.1 高速轴滚动轴承和传动轴的设计3.1.1高速轴的设计与较核1.已知高速轴上的功率p1，转速n1，转矩t1 p13.14kw,n1=342.86r/min,t1=87.5nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为d139.07mm而 f= f= ff= ftan=4970.57tan=1809.14n3.初步确定轴的最小直径 按扭转强度条件初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40cr,调质处理,根据课本取=97,于是考虑键槽的影响，且

17、100mm，故增大3%，所以=21.01（1+3%）=22.06mm此处最小直径 与带轮相连接的，且此轴为齿轮轴，综合考虑带轮孔径及齿轮直径的影响，最终确定最小直径=23mm。4.确定轴各段的直径和长度 考虑轴上零件的安装、定位和固定，依次把轴各段的直径和长度确定下来，如图2所示。并选择轴承为角接触球轴承。其型号为7306b。5、轴的强度校核和计算（1）求轴上的载荷 如图所示，画出轴的空间受力简图、水平面受力简图、垂直面受力简图，根据理论力学计算方法列平衡方程： fnv1+fnv2= frfpfpab+fad1/2+frbc= fnv2bd代入数据，解得 fnv1=857.24n ， fnv2

18、=1463.88nfhn1+fhn2=ft ftcd= fnh1bd代入数据，解得 fnh1=3538.37n , fnh2=1432.2n由前面的计算可以得知轴的扭矩t=87.5104nmm故根据所计算的数值和材料力学的计算方法可以画出水平弯矩图、垂直面弯矩图、合成弯矩图以及扭矩图如下图所示。各力和力矩数值列于表如下：载荷水平面垂直面支反力nfnh1=3538.37 fnh2=1432.2fnv1=857.24 fnv2=1463.88弯矩nmmmh=156395.95mv1=37890 mv2=73231.558mv3=149813.565合成弯矩nmmm1=160920.3 m2=732

19、31.558 m3=149813.565扭矩nmm875007. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度选取危险截面b，取=0.6,轴的计算应力弯曲应力扭转切应力轴的应力弯曲应力扭转应力轴的应力=前已选定轴的材料为40cr，调质处理。查表15-1得=70mp，因此 ，此轴合理安全3.1.2高速轴轴承的较核前面在轴的结构设计的同时，已经选择了轴承类型为深沟球轴承，轴承型号为6208。其尺寸列于下表；轴承代号基本尺寸（mm）基本额定载荷(kn)新ddbcr（动）co(静)70000b3072193119.21求两轴承受到的径向载荷fr1和fr22求两轴承的计算轴向力fa1和fa2查机械设计p322表13-

20、7得fd1.14fr3求轴承当量动载荷p1和p2因为查机械设计p321表13-5得e0.43故e e查手册得轴承6208基本额定静载荷cor=18100n，故由p321表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 x1=1， x20.44,y1=0， y2=1.3由p321表136查表选fp1.1,则4验算轴承寿命因为p1p2,所以按轴承2的受力大小验算，查手册得轴承基本额定动载荷cr=31kn。故所选轴承可满足寿命要求。3.2 中速轴滚动轴承和传动轴的设计3.2.1中速轴的设计1.已知中速轴上的功率p2，转速n2，转矩t2 p23.02kw,n2=75.27r/min,t2=38.32104

21、nmm2.初步确定轴的最小直径 图3按扭转强度条件初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40cr,调质处理,根据课本取=97考虑此轴上有两个键槽，则而此处最小直径是与轴承配合的，因此确定轴的最小直径为=40mm，同时选择角接触球轴承,其型号为7008c。4、初步选择滚动轴承,因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触轴承.参照工作要求,由指导书p146表12.4中初步选取单列角接触球轴承7007ac，其尺寸为的d*d*b=40mm*68mm*15mm,故，根据指导书p29表5.2减速器零件的位置尺寸，由齿轮端面至箱体内壁的距离，轴承端面到箱体内壁距离，可确定到的长度，取段为10mm，则

22、段长度为29mm5.取段的直径, 假设小齿轮是独立的，取小齿轮处的轴段的直径,其周向定位采用平键联接,按由指导书p124表11.23查得平键截面bh=14mm9mm,小齿轮的齿根直径为,其半径为,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4.5mm,齿根圆到键槽底部的距离因为,所以小齿轮与轴成为一体,，因此段的长度等于齿轮的齿宽.6.段装的是大齿轮，取该段的直径为，已知齿轮的宽度为35mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. .7段为大齿轮的定位段，取定位轴肩h=3mm，则该段的直径为，由旋转零件之间的轴向距离，可确定段的长度为12.5mm.8.大齿轮的右端与右轴承之间采用

23、封油盘定位，由齿轮端面至箱体内壁的距离，轴承端面到箱体内壁距离12mm,可确定段的长度为45.5，其中b为轴承7008c的宽度。到此，可确定中速轴的所有尺寸，如图3所示：9，由上图所示尺寸并参考指导书p29表5.1减速器零件的位置尺寸可确定减速器的内壁宽度为 3.3 低速轴滚动轴承和传动轴的设计3.3.1低速轴的设计 轴的输入功率、转速和转矩中间轴的输入功率、转速、扭矩：p32.90kw,n3=21.51r/min,t3=128.75104nmm 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40cr，调质处理。根据机械设计p370表15-3取97。估算轴的最小直径：考虑键槽的影响以及d100mm，故应增

24、大6%， 高速轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，由p351查表14-1，考虑到轴的转矩变化很小，故取ka=1.3，则联轴器的计算转矩：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb501485，选用tl10型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径为63mm，故取轴的最小直径为63mm，长度为142mm，毂孔长度为107mm。联轴器参数如下表所示：型号公称转矩轴孔直径mm轴孔长度d/mm转动惯量kgm2ll1l2tl10200104631421071423150.644轴的结构设计 图41）计根据轴向

25、定位的要求确定轴的各段直径和长度考虑轴上零件的安装、定位和固定，依次轴各段的直径和长度确定下来（方法如参照前面两轴的确定）。如图4所示。同时选择角接触球轴承，其型号为7015c。4 联接部件的设计计算4.1键联接设计由于齿轮的精度为7级，故选用圆头普通平键。4.1.1 高速轴上安装带轮键的设计根据高速轴的设计参数，查gb109679，确定选用：键，键长l=59mm。由于键，轴的材料都是钢，由机械设计p106 表6-2查得挤压应力，取其平均值110mpa。键的工作长度： l=l-b=59-8=51mm键与键槽的接触高度：由机械设计p106 式6-1校核键联结强度：故键联结的挤压强度足够。4.1.

26、2 中间轴大齿轮上键的设计根据中间轴的设计参数，查gb109679，确定选用：键，键长l=23mm。由于键，轴的材料都是钢，由机械设计p106 表6-2查得挤压应力，取其平均值110mpa。键的工作长度：键与键槽的接触高度：由机械设计p106 式6-1校核键联结强度：故键联结的挤压强度足够。4.1.3中间轴小齿轮上键的设计根据中间轴的设计参数，查gb109679，确定选用：键，键长l=23mm。由于键，轴的材料都是钢，由机械设计p106 表6-2查得挤压应力，取其平均值110mpa。键的工作长度： l=l-b=23-12=11mm键与键槽的接触高度：由机械设计p106 式6-1校核键联结强度：

27、故键联结的挤压强度足够。4.1.4低速轴大齿轮上键的设计根据低速轴的设计参数，查gb109679，确定选用：键22*14，键长l=40mm。由于键，轴的材料都是钢，由机械设计p106 表6-2查得挤压应力，取其平均值110mpa。键的工作长度： l=l-b=40-22=18mm键与键槽的接触高度： k=0.5h=0.5*14=7mm由机械设计p106 式6-1校核键联结强度：故键联结的挤压强度足够。4.1.5低速轴联轴器上键的设计根据低速轴的设计参数，查gb109679，确定选用：键18*11，键长l=100mm。采用c型。由于键，轴的材料都是钢，由机械设计p106 表6-2查得挤压应力，取其

28、平均值110mpa。键的工作长度： l=l-b/2=100-18/2=91mm键与键槽的接触高度： k=0.5h=0.5*11=5.5mm由机械设计p106 式6-1校核键联结强度：故键联结的挤压强度足够。5 其它零、部件的设计计算5.1腹板式齿轮的设计腹板式齿轮的简图如图：5.1.1中间轴大齿轮的设计已知： ，。 根据机械设计p231 图10-39，计算有关数据：圆整后：5.1.2低速轴大齿轮的设计已知：，。 根据机械设计p231 图10-39，计算有关数据：圆整后： 5.2轴承端盖设计根据课程设计 p160表12.12，计算有关数据。 5.2.1高速轴轴承端盖设计已知：，螺钉数为45.2.

29、2中间轴轴承端盖设计已知：，螺钉数为45.2.3低速轴轴承端盖设计已知：，螺钉数为65.3减速箱箱体设计5.3.1箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm，机体外壁圆角半径为r=14

30、mm，内壁圆角半径为r=10mm。机体外型简单，拔模方便。5.3.2 对附件设计 1.窥视孔及视孔盖设计减速器使用期间经常需要维护，为检查方便，在箱盖顶部设置窥视孔，用于检查齿轮的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可以用来注入润滑油。窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸入箱体进行检查操作为宜， 2.油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3.油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺

31、座孔而溢出.4.通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.5.起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.6.定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.7.吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.8.减速器机体结构尺寸如下：名称符号尺寸mm箱座壁厚10箱盖壁厚10箱体凸缘厚度、15、15、25加强肋厚、8.5、8.5地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n6轴承旁螺栓直径16箱盖、箱座联接螺栓直径10轴承盖螺钉直径和数目高速轴轴承盖、8、4中间轴轴承盖8、4低速轴轴承盖10、6轴承盖外直径高速轴轴承盖112中间轴轴承盖104低速轴