课程设计-带式运输机传动装置二级圆柱齿轮减速器

1、啊机械设计课程设计任务书目 录一、设计任务书3二、传动方案的拟定4三、电动机的选择 4四、计算总传动比及配合的传动比 5五、传动装置的运动和动力参数计算6六、传动零件的设计计算 71、高速级齿轮传动的设计计算72、低速级齿轮传动的设计计算9七、轴的设计计算 131、轴的材料选择和最小直径估算132、轴的结构设计143、轴的校核17八、滚动轴承的选择及校核231、中间轴的滚动轴承232、高速轴的滚动轴承 243、低速轴的滚动轴承25九、键连接的选择及核计算26十、减速器机体结构尺寸27十一、联轴器的选择29十二、润滑方式的确定29十三、其它有关数据30十四、参考资料目录30十五、课程设计总结30

2、（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器2、工作情况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据输送带拉力F（N）：1800； 滚筒直径D（mm）：340； 运输带速度V（m/s）：2.35；带速允许偏差（）：5； 使用年限（年）：8； 工作制度（班/日）：单班制。4、 设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4. 滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制；7.设计计算说明书的编写。5设计任务1 减

3、速器总装配图一张；2 齿轮、轴零件图各一张；3 设计说明书一份6设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算； 第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。三)电动机选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw PwFv/1000=18002.35/(10000.96)=4.41 KW2） 电动机的输出功率PdPw/ kW其中：带传动效率：0.96每对滚子轴承的传动效率：0.988级精度圆柱齿轮的

4、传动效率：0.97弹性联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则总的效率：=0.98PdPw/=4.41/0.80=5.5125kW从表22-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。3电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=601000v/(D)=6010002.35/(3.14340)=132.07r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i=840。故电动机转速的可选范围为：n= in=(8-40) 132.07=1056.565282.8 r/min可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/mi

5、n三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：其中总传动比为：。式中-电动机满载转速,r/min；-工作机转速，r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4i2;i=i2i21.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比高速i低速i1Y 132S-45.51500144010.903.912.792Y 132S1-25.53000292022.113

6、.975.564电动机型号的确定由表221查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。(四)计算总传动比及配各级的传动比1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i总nm/nw=1440/132.07=10.902 传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑.(浸油深度)i总=i减=i高*i低=nm/nw i减减速器传动比i高减速器内高速级传动比 i低减速器内低速级传动比nm电动机满载转速 nw工作机转速i高=1.4* i低， i低i高= i总

7、 由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。速度偏差为0.2%5%, ，所以可行。(五)运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速:I轴 n1= nm/1=1440 r/minII轴 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.29/minIII轴 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min滚筒 n4=n3=132.00 r/min2)各轴输入功率:电动机轴：Pd=5.5kw I轴: P I = Pd 4 =5.50.99=5.445kw II轴: P I I= P I 23=5.4450.980.97=5.176kwIII轴:pIII= P

8、 I I23=5.1760.980.97=4.92 kw滚筒:p= pIII24=4.920.980.99=4.774 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为：I轴 0.98=5.337KwII轴 kWIII轴 kw滚筒轴 kw3)各轴扭矩电动机轴：Td=9550Pd/nm=95505.5/1440=36.48 (Nm)I轴： TI= 9550PI/ n1=95505.445/1440=36.11 (Nm)II轴：TII= 9550PII/n2=95505.176/368.29=134.22 (Nm)III轴：TIII=9550pIII/n3=95504.92/132.00=3

9、55.95 (Nm)滚筒：T滚=9550p滚/ n4=95504.774/132.00= 345.39 (Nm)（六）传动零件的设计计算一）、高速级齿轮的设计计算设计参数： P1=5.337 Kw T1=36.11 Nm； N1=1440 r/minN2=368.29 r/min；i1=3.91； 1、选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，,；大齿轮参数也一样。（书本表11-1）根据书本表11-5得：取=1.25, =1.0;根据书本表11-4得:2、确定许用应力：；3小齿轮的工作转矩：4根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3

10、，齿宽系数选取，； 初选螺旋角： 15 螺旋度系数：选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.9119=93.84, 取Z2=94。 实际传动比为 i=74/19=3.9167，所以，取齿数 ；Z2=94。 齿数系数 查书本图11-8得： YFa12.68， YFa22.22，查书本图11-9得： YSa11.60 ， YSa21.79.因, 故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：取中心距 ： 取a=92mm.确定螺旋角: 齿轮分度圆直径: 小齿轮齿顶圆: =37.42+21.5=40.42mm 大齿轮齿顶圆:=146.57+21.5=149.57mm小齿轮齿根圆:=37.42-

11、31.25=34.92mm 大齿轮齿根圆: =146.57-31.25=114.17mm齿轮宽度: b 0.830.64=24mm, 取b130mm b2=25mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa 故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：m=2.42mm取m=2.5mm中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15= 117.763取a=120mm确定螺旋角: =arccos18.75齿轮分度圆直径: d= mz/cos=25*24/cos18.57=63.30mm d= mz/cos=25*67/co

12、s18.57=176.6mm小齿轮齿顶圆: =63.30+22.5=68.30mm 大齿轮齿顶圆:=176.70+23=181.70mm小齿轮齿根圆:=63.30-51.25=57.05mm 大齿轮齿根圆: =176.70-51.25=170.45mm齿轮宽度: b 0.863.3=50.64mm, 取b160mm b2=55mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa R取R2，倒角为C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：图3 高速轴（1）各轴段的直径的确定：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，20mm ：密封处轴段，根据联轴

13、器的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=22mm：角接触轴承处轴段，=25mm，角接触轴承选取7205AC，其尺寸为dDB=25mm52mm16mm：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以=33mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理;：滚动轴承处轴段，25mm （2）各轴段长度的确定：由连轴器的轴孔宽度L1=30（根据表19-5）,确定：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，=55mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=46mm：

14、由装配关系、箱体结构等确定，=58mm：由高速级小齿轮宽度=30mm确定，=30mm：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定50mm（3）细部结构联轴器处键取C型：bh-L=6mm6mm-30mm (t=3.5，r=0.160.25)在 处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.071)d，ac，取R2，倒角为C2。3、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图：图4 低速轴（1）各轴段直径的确定：动轴承处轴段，=55mm。角接触轴承选取7211AC，其尺寸为dDTB=55mm10

15、0mm22.75mm21mm：低速级大齿轮轴段，=60mm：轴环，根据齿轮的轴向地位要求，=70mm：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=63mm：角接触轴承处轴段，=55mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=50mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37= 40mm （2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，=42mm：由低速大齿轮的毂孔宽度55，确定=53mm：轴环宽度，=10mm：由装配关系、箱体结构等确定，=40mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=55mm：由连轴器

16、的轴孔宽度,确定（3）细部结构设计低速大齿轮处取A键：bh-L=18mm11mm-45mm（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；联轴器处键取C型：bh-L=12mm8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合. 参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70d50 取C2。三）轴的校核1）高速轴的校核L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mmL1=57mm L2=111mm L3=78mm作用在齿轮上的圆周力为：=236.111000/37.42=1930N径向力为=19300.36

17、4=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N 求垂直面的支反力：=(111702.46)/(57+111)=464.13 N=702.46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=238.3111/1000=26.45N.m=464.1357/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由得=1111930/(57+111)=1275.2N=1930-1275.2=654.82N求并绘制水平面弯矩图：=1275.257/1000=72.69N.m=654.82111/1000=72.69N.m求F在支点产生的反力：=781800/(111+57)=853.7N=

18、853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：=180078/1000=140.4N.m=853.757/1000=48.6N.mF在a处产生的弯矩：=853.757/1000=48.6N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=48.6+ =126.0N.m=48.6+=126 N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=127.85N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=55mmd，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校承受径向载荷核，由于轴承主要的作用，所以，查

19、课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+853.7=2210.4N=+2635.7=3291N则=5.5年5年因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：2）中间轴的校核：L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=2134.221000/146.57=1831.48N =2355.951000/63.3=1246.45N径向力：=1831.480.364=666.66N=1246.450.364=453.71N求垂直面的支反力:=-453.7150.5+666.66(50+50.5)/(185)=285.3N=453.71

20、+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：=285.352.5/1000=14.98N.m=285.3(52.5+50)/1000-666.6650/1000=- 4.09N.m求水平面的支承力： =1619 N=1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=161952.5/1000=85N.m=-1458.9(52.5+50)/1000-1246.4550/1000=-211.86N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑： =86.3N.m=211.90N.m求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）=121.79N.m=3

21、976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=30mmd，所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：3）低速轴的校核：L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2355.951000/63.3=11246.4N径向力：=11246.40.36=4093.4N求垂直面的支反力：106418.75/(58+106)= 272.3mm=4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：= =3821.1106/1000=405.3 N.m=1

22、5.80N.m求水平面的支承力。=10611246.4/(58+106)= 7269N=11246.4-7269. =3977.4N计算、绘制水平面弯矩图。= 726958/1000=421.6N.mN.m求F在支点产生的反力N=+1800=3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图：=1800147.5/1000=265.5N.m=1618.958/1000=93.9N.mF在a处产生的弯矩：N.m求合成弯矩图：=93.9+ =1378.7N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）= 1395.1 N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得

23、，许用弯曲应力，则：mm因为=42mmd，所以该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图如下：（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据=30mm，角接触球轴承选取7206AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=306216mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、 先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮2的产生轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =556N所以轴承2为压紧端 =4972.3N2、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当

24、量动载荷为：3、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7205AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=255216mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、 先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力 (方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =403.58N所以轴承2为压紧端 =1624.08N5、 计算轴承1、

25、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：6、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=5510021mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 所以轴承2为压紧端 7、 计算轴承

26、1、2的当量载荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故当量动载荷为：8、 验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算一）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：bH-L=12mm8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键 1236 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；低速级小齿轮处取2键：bH-L=12mm8mm-40mm

27、（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键1240GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度 k=0.5h=0.58=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质），键联接强度足够。二） 高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：bh-L=12mm8mm-70mm (t=5

28、.0，r=0.2560.40)标记：键 1270 GB/T1096-1979圆头普通平键（C型）；低速齿轮处的键为6键：bh-L=18mm11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；标记：键 1863 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；传递的转矩为：T3=355.95N.m; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质）由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。因为d=60mm l=L-b=63-18=45mm;键的接触高度 k=0.5h=0.511=5.5mm;，键联接强度足够。(十),减速器机体结构尺寸1、减速器铸造箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名 称符 号结构尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱盖上的肋厚 、7、7轴承旁凸台的高度和半径、43、16轴承盖（即轴承座）的外径106、160地脚螺栓直径与数目 、16、4联接螺栓轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径10螺栓的间距1 6 0箱座、箱盖联接螺栓直径1 0通孔直径1 2沉头孔直径22沉头座直径161 4定位销直径8轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6吊环螺钉直径12箱体外壁至轴承座端面的距离4 2大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1 2齿轮端面与箱体内壁的距离1 2轴承端盖外径1