带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计

1、综合课程设计报告设计题目 带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计 学号1 姓名1 学号2 姓名2 目录一、设计题目及要求3二、电动机的选择4三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比5四、计算传动装置的运动和动力参数5五、传动件的设计计算61.V带传动设计计算62.斜齿轮传动设计计算8六、轴的设计计算131.高速轴的设计132.低速轴的设计183.中速轴的设计25七、滚动轴承的选择及计算30八、键联接的选择及校核计算32九、联轴器的选择33十、减速器附件的选择和箱体的设计33十一、润滑与密封35十二、设计小结35十三、参考资料35一、设计题目及要求 1、设计题目带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减

2、速器设计 2、设计条件及要求1.传动方案要求如图所示2.设计内容：选择合适的电动机、联轴型号，设计减速器。3.工作条件：连续单向运转，工作平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35 度4.使用年限：8年5.生产批量：小批量生产 6.原始数据已知条件运输带工作拉力F（N）9500运输带工作速度v（m/s）1.6卷筒直径D(mm)5502、 电动机的选择 1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2.电动机容量 1.工作机功率 2.电动机的输出功率 传动装置总效率 式中V带传动传递效率，滚动轴承传递效率，圆柱斜齿

3、轮传递效率，联轴器传递效率。故 3. 电动机转速 （1）、卷筒转速 （2）、由参考书I表17-9查得普通V带传动比范围，表2-1查 得同轴式两级圆柱齿轮减速器传动比，故总传动比 （3）、电动机转速可选范围为 由参考书I表27-1可知，符合这一要求的电动机同步转速有 ,考虑的电动机转速太高， 的电动机体积大而且贵，故考虑选择同步转速为的电 动机。3.电动机型号的确定 由参考书I表27-1选电动机型号为Y180M-4，额定功率为， 满载转速为，同步转速为。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.各级平均传动比： 3.各级转速若取，则，对同轴式二级圆柱齿轮减速器有 ，

4、所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4、 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为 2. 各轴功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3.各轴转矩 高速轴中速轴低速轴卷筒轴转速（r/min）490.00165.0055.5555.55功率（kW）17.57517.05116.54316.214转矩（）342.5986.92844.02787.5五、传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1）确定计算功率 由于是带式输送机，设每天工作12个小时，由参考书II（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得

5、， 工作情况系数，则 （2）选择V带的带型 由，查图8-11知选用B型V带。（3） 确定带轮的基准直径并验算带速 初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。 验算带速v。按式(8-13)验算带的速度 ,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径。 （4）确定V带的中心距a和基准长度 由，得，故选。所以，由参考书II，表8-2，选。由。 （5）小带轮上的包角 （6）确定带的根数 计算单根V带的额定功率 由，查表8-4a得根据，和B型带，查表8-4b得。则 计算V带的根数z 取7根。 （7）计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得B型带的单位

6、长度质量q=0.18kg/m，所以 应使带的实际初拉力。 （8）计算压轴力 （9）结构参数的确定 大带轮，采用轮辐式带轮。有参考书I表25-5，。 2.斜齿轮传动设计计算 （1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 由参考书III，表14-3，选用7级精度 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数：大齿轮齿数 初选取螺旋角 (2)按齿面接触强度设计 按式(10-21）试算，即 确定公式内各计算数值 a) 试选载荷系数 b)由图10-30选取区域系数 c)由图10-26查得， d)

7、小齿轮传递的传矩 e)由表10-7选取齿宽系数 f)由表10-6查得材料弹性影响系数 g)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极；大齿轮的接触疲劳强度极限 h)由式10-13计算应力循环次数： i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数 j)计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得 k)许用接触应力 计算 a)试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 b)计算圆周速度 c)齿宽b及模数mnt e)计算纵向重合度 f)计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查

8、得；图10-13查得，故载荷系数： g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 h)计算模数 (3)按齿根弯曲强度设计 由式(10-17) 确定计算参数a) 计算载荷系数 b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数 d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力 取疲劳系数，由图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。由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数。由式(10-12)得 g) 计算大、小齿轮的，并加以比较 故大齿轮的数值大。 设计计算 对比计算的结果，由齿面

9、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，取，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来计算应有的齿数。于是由 取，则。（4）几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为254mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取计算齿根圆直径 计算齿顶圆直径 为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。 各齿轮参数见下表：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.97模数(mm)4螺旋角中心距(mm)23

10、3齿数31923192齿宽(mm)135130135130直径(mm)分度圆128.03379.97128.03379.97齿根圆118.03369.97118.03369.97齿顶圆136.03387.97136.03387.97旋向左旋右旋右旋左旋六、轴的设计计算 1.高速轴的设计 （1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）490.0017.575342.5 （2）作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为=128.03 ，根据参考书II（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则 （3）初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取

11、轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得 （4）轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） I II III IV V VI VII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 对于IV-V段：由于小齿轮的齿宽为135mm,为了使挡油盘压在齿轮上而不压在轴上，故取。取齿轮轮毂宽度为,由经验公式，所以取。 对于III-IV段和VI-VII段：这两段安装滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。III-IV段的轴径应该略小于IV-V段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317，其尺寸为d

12、5;D×T=85mm×180mm×44.5mm，故d-=d-=85mm，。对于III-IV段的长度，初步设定挡油盘的宽度为15.5mm,则。 V-VI段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验公式,故，取。 II-III段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油封为的毡圈油封，透盖总宽度为39mm,透盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=21mm，故取L-=60mm，。 I-II段：该段用于装配V带，V带的宽度为L1 =139mm,-段的长度应比L1略短一些，现取L-=137mm。为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=75mm。4）确

13、定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径取r=1.5mm。 各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-13775与V带轮键联接配合-6080定位轴肩-6285与滚动轴承30317配合，挡油盘-13390与小齿轮键联接配合-10102定位轴环-4585与滚动轴承30317配合总长度447mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图 各受力点的确定：带轮轴压力取带轮轮毂宽B=139mm的中点，查参考书I表21-3，对于30317型轴承，a=36mm,故 。齿轮受力点去齿轮轮毂的中点，故 受力分析： 竖直方向： 解得 受力图及弯矩图： 水平方向

14、： 解得 受力图及弯矩图：总弯矩： 扭矩图： T=342.5N·m 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出B截面是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的的值列于下表：载荷垂直面H水平面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力 已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2.低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）55.516.5432844.0(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则 (3)

15、初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 对于III-IV段：由于大齿轮的齿宽为130mm,为了使挡油盘压在齿轮上而不压在轴上，故取。取齿轮轮毂宽度为,由经验公式，所以取。 对于I-II段和IV-V段：这两段安装滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。IV-V段的轴径应该略小于III-IV段轴径，并参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承3031

16、7，其尺寸为d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故，。对于IV-V段的长度，初步设定挡油盘的宽度为18mm,则。 II-III段：该段用于对滚子轴承进行轴向定位，由经验公式,故，取。 V-VI段：该段用于装配透盖，初步设定透盖内毡圈油封为的毡圈油封，透盖总宽度为39mm,透盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=21mm，故取，。 VI-VII段：该段用于连接半联轴器，根据整轴的直径和工要求，初步选定联轴器为HL6联轴器,所以取。 半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,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VI-VII段的长

17、度应比L略小一些，现取 。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径r=1.5mm。 各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4585与滚动轴承30317配合-10102轴环-12890与大齿轮以键联接配合-64.585与滚动轴承30317配合,挡油盘-6080与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10575与联轴器键联接配合总长度412.5mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图 各受力点确定：齿轮受力点取齿轮轮毂的B=130mm的中点，查参考书I表21-3，对于30317型轴承，a=36mm,故 受力分析： 竖直方向： 解得：

18、受力图及弯矩：水平方向： 解得：受力图及弯矩：总弯矩：扭矩图：T=2844.0N·m 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出B截面是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩6）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力 已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面： 截面，只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面，无需校

19、核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。 截面右侧：抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面右侧的弯矩为： 截面上的扭矩为： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得： 截

20、面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 查取： 经插值后可查得： 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为： 故有效应力集中系数为： 由附图3-2得尺寸系数：由附图3-3得扭转尺寸系数：轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则得综合系数值为： 又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数 , 取； , 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得 故可知其安全。 截面左侧：抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩及应力分布为： ，截面上的扭矩及扭矩切应力为： ，过盈配合处的由附表3-8用插值法求出，并取，于是得： 轴按磨削

21、加工，附图3-4得表面质量系数为：故得综合系数值为： 所以轴在IV左侧的安全系数为： 故该轴在IV右侧强度也是足够的。3.中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）165.0017.051986.9(2) 作用在轴上的力已知小齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则 已知大齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则 (3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得 (4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图）：2） 根据轴向定位及工作要求确定轴的各段直径和长度：

22、 II-III段，安装大齿轮，由低速轴的设计计算，取，。 IV-V段，安装小齿轮，由高速轴的设计计算，取，。 I-II段和V-VI段，安装轴承和挡油盘，轴承选取30317型圆锥滚子轴承，所以。根据高速轴和低速轴的设计及齿轮的配合要求，可以求得。 III-IV段，用于齿轮的定位，故直径应稍大于装配齿轮的轴的直径，取。按照整个减速器的装配要求，高速轴和低速轴中间间隔取10mm,可以求得。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径r=1.5mm。 各段长度、直径及配合说明轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-64.585与轴承30317配合，挡油盘-12890与大齿轮键

23、联接配合-120100定位轴环-13390与小齿轮键联接配合-6285与轴承30317配合，挡油盘总长度507.5mm5）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的受力简图： 各受力点确定：大小齿轮受力点都取齿轮轮毂的中点，B1=130mm，B2=135mm，查参考书I表21-3，对于30317型轴承，a=36mm,故 受力分析： 竖直方向： 解得： 受力图及弯矩：水平方向： 解得： 受力图及弯矩：总弯矩：扭矩图：T=986.9N·m 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C截面是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩6）按弯

24、扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力 已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。七、滚动轴承的选择及计算 1.轴承预期寿命 因为该减速器六个轴承选的都是30317型圆锥滚子轴承，由轴的设计计算知低速轴上的载荷最大。因此只需核算低速轴轴承。由参考书I表21-3查得：。 2.求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知： ， ， 3.求两轴承的计算轴向力和 由参考书I表21-3查得30317型圆锥滚子轴承的计算系数。则 由前面计算出轴向力： 所以，则轴有向左窜的趋势，相当于左边的轴承1被压紧，右边的轴承

25、2被放松，但实际上轴必须处于平衡位置，所以被压紧的轴承1所受总轴向力必须与平衡，即： 4.求轴承当量动载荷和 由参考书II表13-6，取载荷系数，则： 5.验算轴承寿命 因为，所以按轴承1的受力大小验算 故所选轴承满足寿命要求。八、键连接的选择及校核计算 由参考书II式6-2得 由参考书II表6-2，因键、轴和轮毂的材料都是45钢故取 由参考书II表6-1，选取普通圆头平键的主要尺寸如下1.V带轮处的键 由选普通圆头平键，键长 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 2.高速轴上小齿轮处的键 由选普通圆头平键，键长 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 3.中速轴上大齿轮处的键 由选普通

26、圆头平键，键长 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度4.中速轴上小齿轮处的键 由选普通圆头平键，键长 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 5.低速轴上大齿轮处的键 由选普通圆头平键，键长 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 6.联轴器周向定位的键 由选普通圆头平键，选最长键 键的工作长度： 键与轮毂键槽的接触高度： 因该键强度不够，故采用双键，对称布置，则该双键的工作长度为 九、联轴器的选择 根据输出轴转矩，查参考书I表22-1，选用HL6联轴器75×142GB5014-2003，其公称扭矩为符合要求。十、减速器箱体设计 1.减速器附件选择 1）窥视孔和视孔盖 查参考书I（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表24-1，选用检查孔盖，检查孔， 。2）通气器 表24-3选择带过滤网的通气器3）油面指示器 查表23-9，选用油标尺。4）放油孔和螺塞 查表24-6，选用外六角油塞及封油垫 。5）起吊装置 查表24-8，选用箱盖吊耳 ， 箱座吊耳，6）定位销 查表20-4，选用2个圆锥销GB/T 117-2000 A12 407）起盖螺钉 查表19-10，选用2个2. 减速器箱体的结构尺寸减速器