用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器课程设计1

1、机械设计课程设计说明书题目: 用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器 目录设计题目.3设计内容.31 总体设计.32 电动机的选择.43 总传动比的分配.54 四计算传动装置的运动和动力参数.55 v带的设计和带轮设计.66 齿轮传动的设计.87 轴的设计计算.148 轴承、键和联轴器的选择.249 箱体结构的设计.2710 设计小结.2811 参考资料.29设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批生产，使用期限10年，大修期5年，两班制工作。运输带允许速度误差为5%。（重点设计一对斜齿轮和带传动），见图3。原始数据：运输

2、带拉力f：2500n 运输带速度v：1.5m/s 转筒直径d：460mm设计内容：一总体设计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。传动装置的总效率为v带的传动效率, 为轴承的效率，为对齿轮传动的效率（齿轮为8级精度，油脂润滑）为联轴器的效率，为滚筒的效率因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。取=0.96 =0.98 =0.97 =0.99 =0.960.96×××0.99×0.960.79二电动机的

3、选择1、电动机类型的选择选择电动机按工作要求和条件，选择三相异步电动机封闭式结构，电压380v，y型。2电动机功率的选择：取工作机的传动效率为0.96。工作机所需功率为： 电动机所需功率为： 选取电动机的额定功率为5.53电动机转速的选择：工作机转速： 经查表按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为i16160电动机转速的可选范围为i×n（16160）×62.28996.489964.8r/min。根据容量和转速，查的有两种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率kw满载转速（）总传动iy132s125.52920

4、46.88iiy132s45.5144023.12综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比选定型号为y132s-4的三相异步电动机，额定功率为3.0 kw,满载转速1440 r/min。3 总传动比的分配现总传动比。选v带的传动比为2.5,减速器传动比为；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比与低速级传动比的比值取为，即=，则=；。四计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴转速的计算： 2各轴输入功率计算： 各轴输出功率为输入功率乘以0.983 计算各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩为：所以各轴的输入转矩为：××

5、; =31.83×2.5×0.96=76.39 n·m×××=76.39×3.51×0.96×0.98=252.26n·m×××=252.26×2.70×0.98×0.97=647.46n·m=××=647.46×0.97×0.99=621.75 n·m各轴输出转矩为输入转矩乘以0.98将各轴的运动和动力参数列于下表轴名功率p kw转矩t nm转速r/min输入输出输入输出电动

6、机轴4.8031.8314401轴4.614.5276.3974.865762轴4.384.29252.26247.21164.103轴4.164.07647.46647.5160.784轴3.993.91621.75609.3260.785 v带的设计和带轮设计1、确定计算功率由机械设计p156表8-8得=1.3 2、确定v带型号因为1440 r/min由机械设计p157图8-11查得所选带型为a型v带。3、 确定带轮的基准直径由机械设计p155表8-7及p157表8-9确定小带轮直径为=90mm。因为5m/s<<30m/s，故带速合适大带轮直径为：标准化取=224mm速度误差为

7、 故合适。4、 确定带的基准长度和中心距由式初定中心距为400mm =1304.45mm由机械设计p145表8-2选得带的基准长度=1250mm 可求得实际中心距为：5、验算小带轮的包角主动轮上的包角合适。6、 计算v带的根数z由；查机械设计p151表8-4得；查机械设计p153表8-5得：；查机械设计p155表8-6得：；查机械设计p145表8-2得：。则：。取7根。7、 计算初拉力及压轴力由机械设计p149表8-3查得v带单位长度质量为q=0.105kg/m可求得初拉力 压轴力 v带传动的主要参数名称结果 名称 结果 名称 结果 带型a型 传动比2.5 根数7带轮基准直径基准长度 初拉力中

8、心距 压轴力6 齿轮传动的设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数：(1)按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。(3)材料选择：由机械设计p191表10-1选择小齿轮材料为45钢，调质处理，平均硬度为236hbs。大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190hbs，二者硬度差为46hbs。 (4）选小齿轮齿数，则：，取。齿数比。(5）初选螺旋角。2、按齿面接触疲劳强度设计(1）试算小齿轮分度圆直径<1>确定各参数的值:试选载荷系数1.3由机械设计p206表10-7选取齿宽系数由机械设计p203图10-20查得区域系数 z=2.433

9、由机械设计p202表10-5查得弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数 计算螺旋角系数计算接触疲劳许用应力由机械设计p211图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是；应力循环次数：由机械设计p208表10-23查得接触疲劳寿命系数为: 取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式得:=0.92×550=506 =0.90×380=342 取、中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=342 <2>计算小齿轮分度圆直径 （2）调整分度圆直径<1>计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽b b=49.61mm<2>计算实际载荷由机

10、械设计p192表10-2查得使用系数由机械设计p192图10-8查得动载系数由机械设计p195表10-3查得齿间载荷分配系数由机械设计p196表10-4查得齿向载荷分布系数则载荷系数为：<3>按实际载荷算得分度圆直径及相应的齿轮模数3、 按齿根弯曲疲劳强度计算 计算齿轮模数 <1>确定式中各参数的值试选载荷系数计算弯曲疲劳疲劳强度下的重合度系数计算弯曲疲劳疲劳强度下的螺旋角系数计算大小齿轮的（1） 计算当量齿数：；。（2） 查取齿数系数及应力校正系数：由机械设计p200表10-17查得：，；由机械设计p201表10-18查得：，。（3） 由机械设计p209图10-24按

11、齿面硬度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。（4） 由机械设计p208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。（5） 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，（6） 计算大小齿轮的并加以比较： ；，大齿轮的数值大。<2>计算齿轮模数（按大齿轮）：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度说决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数于齿轮的乘积）有关。故可取由弯曲强度算的的模数并就近圆整为标准值，而按接触强度算得的分度圆直径重新修正齿轮齿数，取，则：，取。实际传动比，与原分配传动比基本一致。4、几

12、何尺寸计算：<1>中心距计算： ，将中心距圆整为。<2>按圆整后得中心距修正螺旋角： 。 <3>计算大小齿轮的分度圆直径： ； 。<4>计算齿轮宽度，圆整后取。则：（大齿轮）；（小齿轮）。因、发生变化，故相应有关参数、等需修正，然后再修正计算结果，看齿轮强度是否足够。 5、修正计算结果：<1>；，由机械设计p200图10-17查得：；由机械设计p201图10-18查得：；。<2>；则：。 <3>，根据纵向重合度，螺旋角影响系数。<4>，根据 、8级精度，由机械设计p194图10-8查得：动载系数。&

13、lt;5>齿高，由机械设计p196表10-14查得8级精度、调质小齿轮相对支承非对称布置时： 根据、，由机械设计p197图10-13查得： <6>，故查取、时，假设的是合适的。仍用。<7>齿面接触疲劳强度计算用载荷系数； 齿根弯曲疲劳强度计算用载荷系数。<8>由机械设计p203图10-20选取区域系数。<9> 。 <10>，大齿轮的数值大。 <11> 实际、，均大于计算的要求值，故齿轮强度足 够。6、齿轮结构设计：小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段

14、直接计算。名 称结构尺寸经验计算公式结果毂孔直径由中间轴设计而定轮毂直径轮毂宽度（取为与齿宽相等）腹板最大直径板孔分布圆直径板孔直径腹板厚度低速级齿轮传动的设计过程同高速级的，这里从略。低速级齿轮传动的尺寸见下表。齿轮传动的尺寸名称计算公式高速级计算公式低速级法面模数法面压力角螺旋角齿数传动比 分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径中心距 齿宽七轴的设计计算1、高速轴的材料选择及设计设计<1>作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为<2>选择轴的材料可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得由插值法得<3>计算轴的最小直径，查表取c=110，考虑到轴上开有键槽，故将轴的

15、直径增大5则将其圆整后取28mm应该设计成齿轮轴，轴的最小直径是安装连接大带轮。<4>拟定轴的装配草图<5>根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度取左端与带轮连接处轴直径，查机械设计手册取，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取，根据轴的直径初选角接触球轴承7208ac，则其尺寸为，左右轴承取相同型号，右侧轴肩，由前面设计知齿轮齿宽为65mm，齿面和箱体内壁距离取,根据计算及配合知大带轮与轴的周向定位采用普通平键c型连接，其尺寸为,大带轮与轴的配合为，深沟球轴承与轴的轴向定位是通过轴套和轴承内圈固定的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.<6>轴的强度

16、校核画轴的受力简图 求支反力并画出弯矩图垂直面内 其中解得截面c左侧弯矩截面c右侧弯矩水平面内 解得截面c处弯矩绘制合成弯矩图根据绘制扭矩图绘制当量弯矩图由前面图可知，c处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有可能是危险截面此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取c截面校核危险截面处得强度用齿轮轴左侧轴直径来校核所设计轴满足要求。2、中间轴的材料选择及设计 <1>求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为低速级齿轮的分度圆直径为<2>选择轴的材料可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得由插值法得<3>计算轴的最小直径，查表取c=110，考虑到轴上开有键槽，故将轴的直径

17、增大5则将其圆整后取40mm<4>拟定轴的装配草图<5>根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度取左端轴直径，根据轴的直径初角接触球轴承7208ac，则其尺寸为，左右轴承取同型号，齿面和箱体内壁距离取，由前面设计知齿轮齿宽为155mm，右侧轴肩，齿面和箱体内壁距离取20mm，右侧齿轮齿宽为60mm，直径取45mm。 左侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为,轴向定位采用轴套，右侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为，齿轮与轴配合都为，角接触球轴承与轴的轴向定位是通过轴套和轴承外圈固定的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.<6>轴的强度校

18、核画轴的受力简图求支反力并画出弯矩图垂直面内 其中解得截面c弯矩相截面d弯矩水平面内解得截面c处弯矩：截面d处弯矩：绘制合成弯矩图根据绘制扭矩图绘制当量弯矩图由前面图可知，c处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有可能是危险截面此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取c截面校核危险截面处得强度校核c处轴 所设计轴满足要求。 3、低速轴的材料选择及设计<1>求作用在齿轮上的力低速级齿轮的分度圆直径为<2>选择轴的材料可选轴的材料为45钢，调质处理，查表得由插值法得<3>计算轴的最小直径，查表取c=110，考虑到轴上开有键槽，故将轴的直径增大5则将其圆整后取55mm&l

19、t;4>拟定轴的装配草图<5>根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度取左端轴直径，齿面和箱体内壁距离取17.5mm，根据轴的直径初选角接触球轴承7213ac，则其尺寸为，左右轴承选相同型号，由前面设计知齿轮齿宽为150mm，取直径右侧轴肩，为满足联轴器的定位要求，则其左侧有一轴肩，直径取60mm，长度为50mm，与联轴器相配合轴直径取为55mm，查表取长度为112mm。左侧角接触球轴承与轴的轴向定位是通过轴套和轴承外圈固定的，齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为,轴向定位采用轴端挡圈，右侧轴承轴向定位是通过轴肩和轴承内圈固定的，齿轮与轴配合都为，此外选轴的直径

20、尺寸公差为m6,联轴器的轴向定位采用普通平键c型连接，其尺寸为<6>轴的强度校核画轴的受力简图求支反力并画出弯矩图垂直面其中解得截面c弯矩：截面d弯矩：水平面其中 解得截面c弯矩：截面d弯矩： 绘制合成弯矩图根据绘制扭矩图绘制当量弯矩图由前面图可知，c处可能是危险截面，轴和齿轮的交界处也有可能是危险截面此处的轴的扭矩应力视为脉动循环，取c截面校核危险截面处得强度用d轴直径来校核 所设计轴满足要求。八轴承、键和联轴器的选择1、轴承的选择与校核<1>高速轴承由前面设计可得初选角接触球轴承7208ac，则其尺寸为：查机械设计基础,可得：计算轴承受到的径向载荷由前面计算知计算轴

21、承所受轴向力查表知齿轮受到轴向力,则轴承1压缩，轴承2放松轴承1所受轴向力轴承2所受轴向力算轴承当量动载荷查机械设计基础可得e=0.68轴承1 轴承2 查机械设计基础可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数当量动载荷分别为验算轴的寿命应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常，查表得，因载荷平稳无冲击，取轴承预期寿命故所选轴承满足要求<2>中间轴轴承由前面设计可得初选角接触球轴承7208ac，则其尺寸为，查机械设计基础，可得轴承受到的径向载荷由前面计算知计算轴承所受轴向力查表知齿轮受到轴向力,则轴承1压缩，轴承2放松轴承1所受轴向力轴承2所受轴向力计算轴承当量动载荷机械设计基础可得

22、e=0.68 轴承1轴承2查机械设计基础可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数当量动载荷分别为验算轴的寿命应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常，查表得，因载荷平稳无冲击，取轴承预期寿命 故所选轴承满足要求。<3>低速轴承由前面设计可得初选角接触球轴承7213ac，则其尺寸为查机械设计基础，可得计算轴承受到的径向载荷由前面计算知 计算轴承当量动载荷查机械设计基础可得径向动载荷系数和轴向动载荷系数当量动载荷分别为验算轴的寿命应以1轴承的当量动载荷为计算依据，由轴承温度正常，查表得，因载荷平稳无冲击，取轴承预期寿命 故所选轴承满足要求2、键的选择和校核：<1>大带轮与

23、轴的周向定位采用普通平键c型连接，其尺寸为：设载荷均匀分布，查表得则平键连接的挤压强度<2>轴2左侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为设载荷均匀分布，查表得则平键连接的挤压强度<3>轴2右侧齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为设载荷均匀分布，查表得则平键连接的挤压强度<4>轴3齿轮与轴的周向定位采用普通平键a型连接，其尺寸为设载荷均匀分布，查表得则平键连接的挤压强度<5>轴3联轴器的轴向定位采用普通平键c型连接，其尺寸为设载荷均匀分布，查表得则平键连接的挤压强度由以上计算知键符合要求3、联轴器的选择：根据工作要，为了缓和

24、冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准gb/t 50141985或手册，选用hl6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，须用转速为，故适用。标记：hl6联轴器gt/t 50141985。九箱体结构的设计：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

25、构有良好的工艺性：铸件壁厚为10，圆角半径为r=3。机体外型简单，拔模方便。4、对附件设计：<1>视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固。<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>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>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