带式输送机传动装置—单级圆柱齿轮减速器设计（全套图纸）

1、目 录 任务书绪论1、 电动机的选择1.确定传动装置所需功率2.确定传动的装置效率3.选择电动机二、传动装置总传动比计算及传动比的初步分配1.总传动比计算2.传动比分配三、初步计算传动装置运动学和动力参数1.电动机轴输出参数2.高速轴的参数3.滚筒的参数四、齿轮传动设计1.高速及齿轮的设计五、轴的计算1.高速轴的设计2.低速轴的设计六、滚动轴承的选择1.高速滚动轴承2.低速滚动轴承七、设计带传动八、联轴器的选择1.计算载荷2.选择联轴器的型号9、 键的选择10、 减速器的润滑11、 减速箱体的尺寸计算绪论本设计主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、

2、工程力学等多门课程知识，并运用AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关

3、技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4） 加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。任务是设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。一、已知条件：1. 运输带工作拉力 F=2300N2. 运输带工作速度 V=1.5m/s (允许速度误差±5%)3. 滚筒直径D=320mm4. 滚筒效率=0.96 （包括滚筒与轴承的效率损失）5. 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳6. 使用折旧期 8年7. 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度358. 动力来源 电力，三相交流电，电压380/220V9. 检

4、验间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修10. 制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产二、传动方案=设计说明书一、 1.2. 3.二、4.5.三、6.7.8.9.10.11.12.13.14.四、15.16.五、17.18.19.20.21.22.23.24.25.26.27.28.六、29.303132.33.34.35.36.37.38.39.40.41.42.43.44.45.46.47.七、4849.5052.53.54.55.56.八、.57.58.59.九、60.十、61.十一62.电动机的选择 确定传动装置所需的功率P =FV/1000=2300X1.5

5、7;1000=3.45KW确定传动装置的效率由表117查得： 普通V带的传动效率 =0.96 一对滚子轴承的效率 轴承=0.98 （圆锥滚子轴承，稀油润滑） 闭式圆柱齿轮的传动效率 齿轮=0.97 （8级） 弹性联轴器的效率 联轴器 =0.99 滚筒效率 滚筒=0.96 故传动装置的总效率 =X轴承2 X齿轮X联轴器X滚筒=0.96X0.982X0.97X0.99X0.96=0.850选择电动机 电动机所需最小名义功率 P0=P/=3.45/0.850=4.059KW 电动机所需额定功率 Pe=1.3 P0=1.3X4.059=5.277KW根据表121选择Y132S-4电动机，则Pe=5.5

6、KW ne=1440r/min 堵转转矩/额定转矩=2.2 最大转矩/额定转矩=2.2 表10-1 电动机主要参数名称符号参数值额定功率Pe5.5KW满载转速ne1440r/min伸出端直径D38 -0.002+0.018伸出端安装长度E80mm安装基础地脚螺栓距离216mmX216mm传动装置总传动比计算及传动比初步分配总传动比的计算滚筒的转速nw=60X1000V/D =60X1000X1.5÷320÷=89.525r/min总传动比 i= ne/nw=1440/89.525=16.08传动比初步分配 因总传动比较大，拟采用二级传动，即普通V带减速和减速器内单级斜齿轮圆

7、柱齿轮传动，初步分配各级传动比如下：普通V带传动比i1=3.5齿轮传动比 i2=4.594滚筒的实际转速 nw=ne/i1i2=1440÷3.5÷4.594=89.558r/min传送带线速度 V=Dnw/60/1000= X 320 X 89.558÷60÷1000=1.5006m/s滚筒线速度误差V=(V0-V)/V0x 100=(1.5-1.5006)÷1.5x 100%=0.04%<5%初步计算传动装置运动学和动力学参数电动机输出参数 Pe=5.5KW ne=1440 r/minTe=9550x( Pe/ne)=9550 x (5

8、.5÷1440)36.476 N.m 高速轴1的参数 P1=Pe=5.5 x 0.96=5.28KWn1= ne/i1=1440/3.5=411.429 r/minT1=9550x(P1 /n1)=9550x(5.28÷411.429)=122.558 N.m 低速轴2的参数 P2=P1轴承齿轮=5.28 x 0.98 x 0.97=5.019KW n2= n1/i2=411.429÷4.594=89.558 r/min T2=9550x(P2 /n2)=9550 x (5.019÷89.558)=535.2 N.m 滚筒轴参数 Pw=P2齿轮 联轴器滚

9、筒=5.019x0.97x0.99x0.96=4.627 KW nw= n2=89.558 r/min Tw=9550x(Pw /nw)=9550x(4.627÷89.558)=493.400 N.m 表10-2各轴运动学和动力学参数轴名称转速n/( r/min)功率P/KW转矩T/(N.mm)电动机轴14405.536476高速轴1411.4295.28122558低速轴289.5585.019535200滚筒轴89.5584.627493400普通V带传动设计 选择普通V带型号 查表19-10得 KA=1.2 计算功率 Pc= KA Pe=1.2 x 5.5=6.6 KW 根据图

10、19-1选用型普通V带确定带轮基准直径dd1 dd2查表19-11 A型V带最小基准直径ddmin=75mm选取主动带轮直径 dd1=100mm取带滑动率 =0.02则从动带轮直径dd2=i1dd1(1-)=3.5x100x(1-0.02)=343mm根据表19-11选取从动带轮基准直径标准值 dd2=355mm普通V带传动的实际传动比 i1= dd2/ dd1=355÷100=3.55<4（符合要求）验算带速 v = （x100x1440）/(60x1000)=7.540m/sV在5 25m/s范围内确定带的长度Ld和中心距a初定中心距ao按照 0.7（ dd1+ dd2）&

11、lt;ao<2( dd1+ dd2)即 0.7×（100+355）mm<ao<2×(100+355) 318.5mm<ao<910mm初取 ao =600mm计算所需带长Ld0 =2×600(÷2)×1003551003552 (4×600) =1942mm查表19-2选取V带的标准基准长度Ld=1800mm标注为A1800 GB/T115441997确定实际中心距 a= a0 (LdLd0)2=600+(1800-1942)÷2=529mm安装中心距 amin=a0.015 Ld =6000.

12、015×1800=573mm amax=a+0.03 Ld =600+ 0.03×1800=654mm验算小带轮的包角180°（dd2-dd1）÷a×57.3°=180°(355100)÷529×57.3°=152.38°>120°确定普通V带的根数z查表19-5得普通V带的额定功率P0和i1时的额定功率增量P0；P0=1.32KW P0=0.17KW查表19-2的普通V带长度系数 KL=1.01查表19-12的小带轮包角修正系数 K=0.93 Z=Pc (P0P0)K

13、aKL =6.6÷ 1.320.17×0.93×1.01=4.7 故V带根数 z=5计算带传动作用在轴上的力FQ计算单根普通V带的张紧力F0查表19-1得普通A型V带每米长度质量 q= 0.10kg/m153.46N计算带传动作用在轴上的力FQ N带轮结构设计 查表19-14可知，主动带轮为实心式带轮，孔径为dd=38mm(与电动机伸出端配合)；键槽为A型，b×h×t1=10mm×8mm×3.3mm;轮槽角=34°从动带轮为六孔板式带轮，辐板宽度S=18mm,孔径由高速轴设计时确定（dk=35mm）;键槽为A型，b

14、×h×t1=10mm×8mm×3.3mm；轮槽角=38°。两带轮的基准宽bd=11mm，基准线上槽深hamin=2.75mm，基准线下槽深hfmin=11.0mm，槽间距e=(15±0.3)mm,槽边距fmin=9mm，最小轮缘厚=6mm。带轮宽度78mm带轮材料选用HT200 齿轮传动设计 高速齿轮设计 重新计算减速器的动力学和运动学参数 由于带传动的实际传动比与事先分配的传动比有所变化，故减速器各轴的转速和所受扭矩也变化，必须重新计算这些参数。r/min124.309N/m=124309N/mm 选择齿轮材料及热处理 小齿轮选用4

15、5钢，调制处理，硬度为229286HBS。大齿轮选用45钢，调制处理，硬度为 197255HBS。确定齿轮材料的许用接触应力由图18-4可知 齿轮接触疲劳强度最小安全系数由表19-15可知 齿轮接触疲劳强度寿命系数应力循环次数 由图18-5可知 由图18-6的工作硬化，Zw=1 (齿轮工作面为软齿面)齿轮材料许用接触应力 按齿轮接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩 T1=124309N/mm载荷系数K由表18-19可得 K=1.1由表18-22齿宽系数（减速箱）齿轮材料弹性系数，由表18-19可知 节点区域系数(斜齿圆柱齿轮)初选齿数和齿数比 Z1=31 Z2=i2 Z1=4.594 x

16、31=142.4 取Z2=143齿数比 选齿轮分度圆柱螺旋角8°634计算当量齿数31/cos38°634=31.95143/cos38°634=147.38端面重合度由图18-10可得： 齿宽系数 轴面重合度8°634 =1.58查图18-11得接触疲劳强度重合度系数0.752（按）接触疲劳强度螺旋角系数查图18-13得齿面接触疲劳分度圆螺旋角系数 按齿面接触疲劳强度设计 = =52.91mm确定传动的主要参数确定模数（52.91×cos8°634)÷31=1.69mm取mn=2mm确定中心距2×(31+143)

17、÷2÷cos8°634=176mm其他主要参数=2×31÷cos8°634=62.626（大于不发生齿面疲劳点蚀的最小值，安全）校核齿根弯曲疲劳强度实验齿轮弯曲疲劳极限应力由图18-7可得 齿根弯曲疲劳强度最小安全系数 由表19-15可得齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数N1=1.134 ×109 N2=2.48×108由图18-9可得 =1 =1弯曲疲劳强度尺寸系数由图18-9可得 YX=1许用弯曲疲劳应力齿形系数查表18-20（用插入法）YF1=2.492 YF2=2.141应力修正系数查表18-21（用插入

18、法） YS1=1.627 YS2=1.823齿根弯曲疲劳强度重合度系数 查图18-12可得 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数查图18-14可得 校核齿根弯曲疲劳强度=79MPa<×79=76MPa<所以安全确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度 v=查表18-23由于是一般机械厂制造，则选8级精度，即8GB/T 10095.12001齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造的孔板式表10-3 齿轮参数及几何尺寸参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数22法面压力角20°20°法面齿顶高系数11法面顶隙系数0.250.25分度圆柱螺旋角左8°634右8&#

19、176;634齿数z31143齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d62.626285.374齿顶圆直径da66.626289.374齿根圆直径df57.626280.374齿宽b70.476.4传动中心距a176轴的设计高速轴设计已确定的运动学和动力学参数 124.309N/m=124309N/mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10选用45钢，调质处理，硬度为217255HBS,许用弯曲应力 按扭转强度概略计算轴的最小直径由表5-1可得 A=107 118由于高速轴受到的弯矩比较大而受到的扭矩较小A=118由于最小轴段直径小于30mm,其截面上开有一个键槽，故将轴径增大7

20、% 。查表19-14可知，A型普通V带带轮轴孔直径为35mm,故取设计轴的结构由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选用普通平键，A型，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,长L=70mm;定位轴肩直径为44mm;轴颈需要磨削，故设计砂轮越程槽mm预选滚子轴承并确定各轴段的直径轴主要是承受径向载荷，所受轴力较小，因此拟选圆锥滚子轴承32310B,则轴承内孔直径为50mm,与轴承相配合的轴颈为50mm。配合为k6,定位轴肩直径59mm与左轴承端盖相关的轴端尺寸轴承端盖厚度为40

21、mm,带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离l4=30mm,该轴段直径为44mm。确定各轴段的长度并绘制高速轴草图见图（图10-2）=10mm a=20 mm C1=22mm C2=20mm b=10mm B1=25mm K=6mm (按M8) 弯曲扭转组合强度校核高速轴的受力图，图10-3a所示为高速轴受力图，图10-3b,c所示分别为水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力图计算作用在轴上的力齿轮1所受的圆周力 N齿轮1所受的径向力 =3970×（tan20°÷cos8°634）=1460N齿轮1所受的轴向力3970×tan8°634=

22、566N带传动压轴力（属于径向力) 计算作用于轴上的支座反力水平平面内即N即则=3188N校核则3188-1490-1460-238=0 无误垂直平面内即N即N校核 2019+1951-3970=0绘制水平平面面弯矩图（图10-3d）N·mm=1490×114.5+85.53359×85.5566×62.626÷2= 28529N·mmN·mm绘制垂直平面弯矩图（图10-3e）=0N·mm绘制合成弯矩图（图10-3f）N·mmN·mmN·mm绘制弯扭图（图10-3g） T=124309

23、N·mm绘制当量弯矩图（图10-3h）N·mmN·mmN·mm确定轴的危险截面并校核轴的强度右轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面B,C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。截面B截面C低速轴设计已确定的运动学和动力学参数 r/min N·mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10选用45钢，调质处理，硬度为217255HBS,许用弯曲应力 按扭转强度概略计算轴的最小直径由表5-1可得 K=107 118由于低速轴受到的弯矩比较小而受到的扭矩较大A=107由于最小轴段直径大于30mm,其截面上开有一个键槽，故将轴径增大5% 。故取标准直径设

24、计轴的结构轴结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮，一个轴承从伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸,轴伸出端安装联轴器初选HL4型弹性柱销联轴器（GB/T5.14_1995），公称转矩为630N.m,许用转速n=4000r/min ,Y型轴孔，孔径d=45mm,轴孔长度L1=84mm,总长L=112mm,联轴器与轴的连接选用普通平键，A型，b x h=14mm x 9mm(GB/T1096_2003),槽深t=5.5mm,长度L=80mm,轴端直径为45mm,长为83mm,定位轴肩为48mm。与轴承配合的轴颈直径为50，需磨削，故设计砂轮越程槽49mm×1mm.齿

25、轮与轴配合的轴段直径为=60mm,配合为k6，齿轮与轴之间用平键连接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,长L=80mm.轴上两个键槽布置在同一母线方向上。预选滚子轴承并确定各轴段的直径轴主要是承受径向载荷，所受轴力较小，因此拟选圆锥滚子轴承32310B,则轴承内孔直径为50mm,与轴承相配合的轴颈为50mm。配合为k6,定位轴肩直径59mm与右轴承端盖相关的轴端尺寸草图见（图10-6）轴承端盖厚度为40mm,带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离l4=30mm,该轴段直径为84mm。弯曲扭转组合强度校核低速轴的受力图，图10-7a所示为

26、高速轴受力图，图10-7b,c所示分别为水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力图计算作用在轴上的力齿轮1所受的圆周力 N齿轮1所受的径向力 =3820×（tan20°÷cos8°634）=1404N齿轮1所受的轴向力1404×tan8°634=200N计算作用于轴上的支座反力水平平面内即N即则=714N校核则714-1404+690=0 无误垂直平面内即N即N校核 1877+1943-3820=0无误绘制水平平面面弯矩图（图10-7d）N.mm绘制垂直平面弯矩图（图10-7e）=0N·mm =137589N.mm绘制合成

27、弯矩图（图10-7f）N·mmN·mm绘制弯扭图（图10-3g） T=545091N·mm绘制当量弯矩图（图10-3h）N·mmN·mmN·mm确定轴的危险截面并校核轴的强度右轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。截面C滚子轴承的选择高速滚子轴承作用在轴承上的载荷选择滚子轴承型号轴主要是承受径向载荷，所受轴力较小，因此拟选圆锥滚子轴承32310B,由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支承结构。 N N计算轴承的当量动载荷轴承A则取e=0.38因为<e,则N轴承B则取e=0.

28、38<e X=1 Y=0N校核滚子轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大，故校核轴承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作温度低于100)轴承工作寿命按1.5年计算，则Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速轴的寿命足够低速滚子轴承作用在轴承上的载荷选择滚子轴承型号轴主要是承受径向载荷，所受轴力较小，因此拟选圆锥滚子轴承32310B,由于工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采用两端单向固定式支承结构。 N N计算轴承的当量动载荷轴承A则取e=0.38因为>e,则N轴承B则取e=0.38>e X=0.44 Y=1.47N

29、校核滚子轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大，故校核轴承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作温度低于100)轴承工作寿命按1.5年计算，则Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速轴的寿命足够键的选择与校核高速轴与带轮配合处选用A型普通平键，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,长L=70mm;键的工作长度l=L-b=70-10=60mm,带轮材料为铸铁；可得键连接的挤压应力p=50MPa,键连接工作面的挤压应力p=<p=50MPa安全低速轴与齿轮2的配合处的键齿轮与轴之间用平键连接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,长L=80mm.键的工作长度l=L-b=80-10=70mm,齿轮的材料为钢，可求得键连接的挤压力p=120MPa键连接工作面的挤压应力p=<p=50MPa，键连接工作面的挤压应力