带轮运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器(机械设计课程设计)

1、机械设计（基础）课程设计计算说明书设计题目：用于带轮运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器的设计学院：专业：机械工程及自动化学号：设计者: 指导老师 完成日期：2015年7月 目录一、传动方案的确定二、电动机的选择2.1电动机类型和结构形式选择2.2确定电动机功率2.3确定电动机型号三、传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配3.1计算总传动比3.2分配各级传动比四、传动装置运动参数及动力参数的计算4.1计算各轴转速4.2计算各轴功率4.3计算各轴转矩五、减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算5.1确定计算功率5.2选择V带的带型5.3确定带轮的基准直径并验算带速5.4确定V带的中心距和基准长度5

2、.5验算小带轮的包角5.6计算带的根数5.7计算单根V带的初拉力的最小值5.8计算压轴力5.9带轮结构设计六、减速器内的传动零件的设计齿轮传动的设计计算6.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.2按齿面接触疲劳强度设计6.3按齿根弯曲疲劳强度设计6.4几何尺寸计算6.5齿轮的结构设计七、轴的设计计算及校核7.1轴的选材及其许用应力的确定7.2轴的最小直径估算7.3减速器装配工作底图的设计7.4高速轴的结构设计7.5中间轴的结构设计7.6低速轴的结构设计八、键的选择与校核8.1高速轴外伸端8.2中间轴大齿轮连接处8.3低速轴大齿轮连接处8.4低速轴外伸端9、 设计小结10、 参考资料一、传动方

3、案的确定 两级展开式圆柱齿轮减速器结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同，但轴向尺寸大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，因此考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速，卷筒与输出轴之间直接使用联轴器相连。二、电动机的选择2.1 电动机类型和结构形式选择按照已知的动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.2 确定电动机功率1）传动装置的

4、总效率查表1-10得：滚筒=0.96，带=0.96（V带），轴承=0.99（一对滚动轴承），齿轮=0.98（7级精度），联轴器=0.99（弹性联轴器）总=带·轴承4·齿轮2·联轴器·滚筒=0.96×0.994×0.972×0.99×0.960.82462）工作机所需电动机功率 PdFv/(1000总 ) (7500×1.00)/(1000×0.8246)8.907 kW2.3 确定电动机型号 滚筒工作转速 nw(60×1000v)/D (60×1000×1.15)/

5、(×350)54.567 r/min按表1-9推荐的传动比常用范围，取v带传动比i带24，単级圆柱齿轮传动比i 齿35，则总传动比的范围为i总i带·i 齿218100。因此，电动机转速的可选范围为ndi·nw(18100) ×54.567=982.2065456.7r/min符合这一范围的电动机同步转速有1000r/min,。现以同步转速1000r/min,的三种方案进行比较。查表2-1得电动机数据及计算出的总传动比列于附表1. 附表1 电动机数据及总传动比方案电动机型号电动机转速n(额定功率Ped(KW)总传动比i总同步转速满载转速1Y160L-610

6、009701115.462Y160M-4150014601123.263Y160M1-2300029301146.69电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸较大。综合考虑电动机价格和传动装置尺寸及环境条件，现选择方案1，即电动机型号选为：Y160M-4。其满载转速为1460r/mm，额定功率为11kW，查表得：电动机的机座中心高：H160mm；电动机的伸出端直径：D42mm；电动机的伸出端长度：E110mm；三、传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配3.1 计算总传动比 i总 n满/nw 1460/54.567 26.756 3.2分配各级传动比 按表1-9，取v带传动比i32.5，

7、则减速器的总传动比为 i26.756/213.288 二级圆柱齿轮减速器高速级的传动比及低速传动比 所得i1、i2值均符合一般圆柱齿轮传动单级传动比范围。总0.8246Pd8.907kW nw=54.567r/min电动机选用Y160M-4H1160mmD42mmE110mmi总26.756=2.54、 传动装置运动参数及动力参数的计算4.1 计算各轴转速 4.2 计算各轴功率4.3 计算各轴转矩各轴的运动和动力参数列于附表2。附表2 各轴的运动和动力参数轴名功率P（kw）转速n（r/min）转矩T(N·m)传动比i效率08.907146058.2622.50.99I8.551584

8、139.8323.7300.97II8.296156.568506.0222.8690.97III8.049545721408.56010.98IV7.88954.5721308.561n01460n584n156.568n54.572n54.572P08.907kWP8.551kWP8.296kWP8.049kWP7.889kWT058.262N·mT139.832N·mT506.02N·mT1408.560N·mT1308.561N·m5、 减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算 5.1 确定计算功率查表5-1，得带传动工作情况系数=1.

9、1,则 5.2 选择V带的带型根据求得的查图5-1，选用B型V带。5.3 确定带轮的基准直径并验算带轮v1) 初选小带轮的基准直径由表5-2并参考图5-1，取小带轮的基准直径=125mm2) 验算带速v因为5m/s<v<30m/s,故带轮合适。3） 计算大带轮的基准直径 根据教材表5-2注2，圆整得 5.4 确定V带的中心距a及基准长度1) 根据,2) 初定中心距=500mm。2) 计算带所需的基准长度选用B型V带=125mmV=9.551m/s符合带速要求=312.5mm由表5-3选带的基准长度3） 计算实际中心距a中心距的变化范围为。5.5 验算小带轮的包角 带轮合适。5.6

10、计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率由查表5-4可得根据和B型V带，查表5-6可得、。故（2）计算V带的根数Z 故取V带根数为4根.7、计算单根V带的初拉力的最小值查表5-7可得B型V带的单位长度质量应使带的实际初拉力。8、计算压轴力压轴力的最小值为V带传动主要参数名称结果名称结果带型B型传动比基准直径基准长度中心距a=647.080mm名称结果根数Z=4预紧力=223.524N压轴力=1768.192N5.9 带轮结构设计 带轮材料采用HT150。由表5-8查得 现取 1）小带轮结构设计小带轮采用腹板式。由电动机的伸出端直径d=42mm查表5-9及5-8可得由于，但考虑到电动机轴外伸长

11、度为110mm,故取2）大带轮结构设计 大带轮采用腹板式。大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，取d=40mm。同理，由表5-9及5-8可得由于B2=80mm>1.5d=60mm,所以L2=(1.52)d=60mm80mm取L2=80mmS=(1/71/4) B2=(1/71/4)*80=11.429mm20mm S取15mm由表5-8得=8mm=2000mm小带轮包角合适六、减速器内的传动零件的设计齿轮传动的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算6.1.1 选定齿轮类型、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，运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用7级（2）材料选择

12、。由表5-20选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBW。大齿轮材料也选择为45钢，调质处理，硬度为240HBW,两者硬度差为40HBW。（3）选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数 故 （4）选取螺旋角 =15°。6.1.2 按齿面接触疲劳强度设计1）确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数=1.6（2） 小齿轮传递的转矩=（3） 由表5-26选取齿宽系数=1。（4） 由表5-25查得材料的弹性影响系数=189.8（5） 由图5-10d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600，大齿轮的接触疲劳强度=550。（6） 应力循环次数（7） 由图5-8取接触疲劳寿命系数,（8）

13、 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1, (9) 由图5-13查得，则有2） 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径 （2）计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数。 （4）计算纵向重合度 （5）计算载荷系数K。由表5-6查得使用系数=1.25;根据v=1.704m/s,齿轮7级精度，查图5-6得动载系数=1.06:齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，用插值法查得按接触疲劳强度计算的齿向载荷分布系数=1.310查图5-5得按弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分布系数=1.285;由表5-22查得斜齿轮齿间载荷分配系数;故载荷系数（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。（7）计算模数。6

14、.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定计算参数 （1）计算载荷系数 （2）根据纵向重合度，从图5-11查得螺旋角影响系数。 （3）计算当量齿数。（4） 查取齿形系数。由表5-24查得， （5）查取应力校正系数。由表5-24查得，（6）由图5-9c查得小，大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得 （9）计算大小齿轮的 （2）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m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数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

15、轮直径有关，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要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:z= 取z=206.1.3 几何尺寸计算（1） 计算中心距 为了便于制造和测量，中心距应尽量圆整成尾数为0和5，故取a=150mm（2） 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。（3） 计算大小齿轮的分度圆直径。（4） 计算齿轮的宽度。 圆整后取，。（二）低速齿轮的设计计算 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度； 3）材料的选

16、择。由表5-20选择小齿轮材料为45（调质）硬度为250HBW，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBW，两者硬度差为50HBW； 4）选小齿轮齿数 大齿轮齿数 2 按齿面接触疲劳强度设计 <1>试算小齿轮分度园直径，即 确定公式各参数值。 试选载荷系数，由表5-26选齿宽系数。 由表5-25查得材料的弹性影响系数 由图5-10d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限。大齿轮的接触疲劳强度 应力循环次数根据图5-8取接触疲劳寿命系数取失效概率1%，安全系数S=1 <2>计算 试算小齿轮分度圆直径，取中较小的值。 圆周速度v 齿宽b及模数 b/h=/13.7885=

17、10.6667mm 3计算实际载荷系数.由图5-6查得动载系数 查表5-23得，查图5-5得按弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分布系数 查表5-22查得直齿轮间载荷分配系数 则载荷系数4实际载荷系数算的分度圆直径及相应齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计确定公式的各参数值<1>计算载荷系数 <2>计算查取齿形系数。由表5-24得齿形系数 查取应力校正系数。由表5-24查得由图5-9c查得 小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为 由图5-7查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4 所以试算齿轮模数得 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数

18、。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中取mm。为使中心距尽量圆整为尾数0或5，故取Z4=108 3传动比误差计算 实际总传动比 4几何尺寸计算 计算中心距 计算大小齿轮的分度圆直径计算齿轮的宽度 取计算齿顶圆直径 计算齿厚和全齿高 计算齿顶高和齿根高 计算齿根圆直径 七、轴的的设计计算及校核7.1 轴的选材及其许用应力的确定因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，调质处理。查表16-1得：硬度为217255HBW，抗拉轻度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。7.2 轴的最小直径估算1）高速轴最小直径单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与大

19、带轮相连接，所以输入端轴径应最小。查表16-2，取=126，则高速轴最小直径为考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大5%7%，则 =（1+7%）=26.961mm查表1-19，取标准尺寸=28mm。2） 中间轴最小直径，取=103 在中间轴开一个键槽故将此轴径增大5%7%，则=（1+7%）=40.620mm查表1-19，取标准尺寸=40mm3）低速轴最小直径低速轴的输出端与联轴器相连接，所以低速轴输出端轴径应最大。因为是减速器的低速轴，所以查表16-2，取=126，则低速轴最小直径为 考虑到低速轴最小直径处安装联轴器，该轴段截面上设有一个键槽，同理可得=（

20、1+7%）=69.900mm查表1-19，取标准尺寸=70mm7.3 减速器装配工作底图的设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，参考表15-1、图15-3及图16-3，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图如附图5-5所示。其中箱座壁厚查表15-1： ；箱盖壁厚 ；由。箱体内宽7.4 高速轴的结构设计1） 轴上零件的位置与固定方式的确定高速轴采用齿轮轴。由于轴不长，所以轴承采用两端固定方式。现轴承采用油润滑。高速轴轴系结构如附图5-6所示。2） 各轴段直径和长度的确定（1）各轴段直径的确定：最小直径，安装大带轮外伸轴段，（即大带轮的孔径）。：密封处

21、轴段，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度h=（0.070.1），并考虑密封圈的标准，故取=45mm。该处轴的圆周速度 <4m/s，故可选用毡圈油封，由表9-9，选取毡圈40 JF/ZQ 46061997。：滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，因而使，现取。考虑到轴承承受的是径向力和轴向力，故选用角接触球轴承。查表6-6，选取0基本游隙组、标准精度等级的角接触球轴承7210C，其基本尺寸为50，其安装尺寸为57。：过渡轴段，取60mm。齿轮处轴段：由于小齿轮较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式均需与小齿轮一样，采用45钢，调质处理。：滚动轴承处轴段，应与右支承相同，故取50

22、mm。, z=20z=75a=150mmd=63.158mmd=236.842mm=70mm，=65mmb/h=10.6667mm. （2） 各轴段长度的确定：装轴承盖，查表的轴承盖长度50mm，取带轮至轴承端盖表面的距离K=30mm，则有L12=80mmL13：参考表6-6，轴承厚度B=20，取L13=21.5mm。L14：根据中间轴上大齿轮的厚度B3=65mm，小齿轮与大齿轮之间的间隙为10mm。内壁与滚动轴承之间距离15mm，中间轴需留有挡油环的厚度2mm。因此取L14=235mm。L15：已知轴承厚度20mm，加套筒16.5mm。取L15=34.5mm。小齿轮厚为70mm。高速轴总长L

23、1=115+80+21.5+235+34.5+70=558mm7.4 中间轴的结构设计1）轴上零件的位置与固定方式的确定中间轴的两端分别安装有高速级的大齿轮与低速级小齿轮，轴承对称布置。由于轴不长，所以轴承采用两端固定的方式。由于齿轮的速度较低，所以轴承采用油润滑。中间轴轴系结构如附图所示。2）各轴段直径和长度的确定 （1）各轴段直径的确定。d1：滚动轴承处轴段，考虑到最小直径dmin=40mm，因而取d1=55mm。考虑到轴承要承径向力，所以选择深沟球轴承。查表6-5，选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6211，其基本尺寸为d×D×B=55mm×100m

24、m×21mm， 其安装尺寸为da=64mm。 两齿轮安排在减速器箱体两侧，轴承非对称布置。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。轴承采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。2)各轴段直径和长度的确定(1)各轴段直径的确定；齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式均需与小齿轮一样，采用45钢，调质处理。校核过渡轴段直径小于齿根圆直径。：过渡轴段，两段同取78mm。：安装低速级大齿轮处轴段，取66mm。：滚动轴承处轴段，取55mm。(2)各轴段长度的确定7.5低速轴的结构设计1） 联轴器的选择由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性套柱销联轴

25、器。查表7-9，取运输机的=1.5，故查表7-6选用LT11型，<,采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=80mm，轴孔长度L=172mm。轴上零件的位置与固定方式的确定大齿轮安排在箱体中，轴承非对称布置。轴外伸端安装联轴器，联轴器靠轴肩轴向固定。齿轮靠套筒和轴肩实现轴向固定。轴承采用两段固定，油润滑。低速轴轴系结构如图所示。2） 各轴段直径和长度的确定（1） 各轴段直径的确定。 ：最小直径，安装联轴器的外伸端轴段，取80mm。 ：密封处轴段。根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为h=（0.070.1）d1=（0.070.1）x80=5.68mm。查表1-19，考虑到毡圈油封的标准，取=84m

26、m。该处轴的圆周速度故选用毡圈油封合格，由表9-9，选取毡圈 70 JB/ZQ 4606-1997.：滚动轴承处轴段。考虑拆装方便，>,取=90mm。考虑到轴受径向力和轴向力，故选用深沟球轴承。由=80mm，查表6-5，初选取代号6218轴承，其基本尺寸为：安装尺寸damin=100mm。：轴肩，h=（0.070.1）取=100mm：低速级大齿轮安装轴段，取=110mm。：滚动轴承处轴段，=98mm。（2） 各轴段的长度确定。L1：安装联轴器轴段。为了保证轴向定位可靠，该轴段的长度应比联轴器轴孔的长度短2-3mm，故取L1=170mm。L2：此段长度处于轴上零件有关外，海域轴承座宽度及轴

27、承端盖等零件有关。由装配关系可知，轴承座宽度l2、轴承盖凸缘厚度e、轴承盖连接螺栓长度、轴承靠近箱体内壁的端面至箱体内壁距离、端盖与轴承座之间的调整垫片的厚度均同高速轴相同。考虑到联轴器弹性套柱销的装配距离K2=25mm，则有：L3：安装轴承处，为使齿轮能正确啮合，取其长度为30mm。L4：轴承和大齿轮间距100mm。L5：轴肩，取其长度为10mm。L6：安装低速级大齿轮处，取其长125mm。 L7：安装套筒及轴承处，取套筒长为30mm，L7=50mm。 低速轴总轴长563mm。7.5轴的强度校核1） 高速轴结论：达到安全指标2）低速轴安全3)中间轴中间轴的两个齿轮的分度圆直径：安全L1=55

28、8mmd1=55mmd=80mmL=172mm。L1=170mmK2=25mm.达到安全指标安全安全八，滚动轴承校验（1）高速轴轴承寿命。、 故轴承寿命合格（2）低速轴轴承寿命。 查表得深沟球轴承6218的基本额定动载荷Cr=95800N，基本额定静载荷C0=71500N。现预计寿命。查表6-14，当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承的载荷系数。 查表6-15得深沟球轴承的最小e值为0.22，故此时 轴承在100温度以下工作，查表6-16得温度系数ft=1，则满足要求。齿轮的圆周速率<2m/s 因为中间轴校核时计算出V>2m/s，故轴承用油润滑。 （3） 中间轴轴承寿命。查表6-6得

29、7210C轴承得轴承基本额定动负荷=42.8KN，基本额定静负荷=32.0KN轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由表6-6可查得：又故取取根据轴承的工作条件，查得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命故轴承寿命满足要求所以符合。齿轮的圆周速率>2m/s 故轴承用油润滑。八、键的选择与校核8.1 高速轴外伸端处（1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d=40mm,长115mm，考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选取键20×90GB/T 1096-2003，b=20mm，h=8，L=90mm。材料为45钢，查表4-28，键静连接时的许用挤压应力 工作长度l=