带式运输机的两级斜齿轮减速器

1、 机械设计基础课程设计说明书 设计题目 带式运输机的两级斜齿轮减速器 机电工程学院(系) 机械设计与制造 专业班级 09-2 学号09023240230设 计 人 谭凯 指导教师 莫才颂 完成日期 2010 年 12 月 31 日设计工作量: 设计说明书 1 份减速器装配图 1 张减速器零件图 2 张广东石油化工学院1、 课程设计方案02二、电动机的选择02三传动装置的总传动比及其分配04四计算传动装置的运动和动力参数05五齿轮零件的设计计算06六轴的设计11七.键的校核 19八.轴承寿命的验算 21九润滑与密封24十、箱体的结构设计24十一、设计小结26十二、参考文献26一、课程设计方案原始

2、数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速V/（m/s）滚筒直径D/mm26001.204203工作条件单班制，使用年限5年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的.传动方案： 二、电动机的选择（1）选择电动机容量电动机所需工作功率为 由上式得 kw根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 0.96传动装置的总效率 确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），开式齿轮传动效率。代入得所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为4 kw。（2）确定电动机转速 两级圆柱齿轮减速器

3、一般传动比范围为840，则总传动比合理范围，故电动机转速的可选范围为表1 电动机数据及总传动比方案电动机型 号额定功率电动机转速n/()同 步转 速满 载转 速1Y112M-44150014002Y132M1-6410009603Y160M1-84750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案1较好，即选定电动机型号为Y112M-4。三传动装置的总传动比及其分配计算总传动比： 根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为 合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（

4、即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即式中：高速级传动比 减速器传动比 所以选=6.073 =4.344四计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴输入功率工作机轴（3）各轴输入转距工作机轴表2 运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/(N.m)转 速n/(r/min)传动比i效率电动机轴3.66 24.33 1440 1 0.99高速轴3.63 24.08 14406.073 0.97中速轴 3.49140.45 237.12 4.344 0.97低速轴 3.35 585.97 54.58 1 0.99工作机轴 3.28

5、 574.31 54.585 齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，Hlim1=700MPa，FE1=600MPa；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。Hlim2=600MPa，FE2=450MPa（参考资料教材表11-1）由参考资料教材2表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由参考资料教材2表11-4取ZE=189

6、.8 对于标准齿轮，取ZH=2.53）取小齿轮=18，则=，=6.07318=109.34，即=109并初步选定14°2、按齿面接触强度设计计算公式：（1）确定公式内的各计算值1)由参考教材表11-3试选载荷系数K=1.52)由参考教材表11-6取d=1.03)实际传动比,即u=6.073； 0.994)小齿轮传递转矩(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径mm2)模数 由参考教材表4-1取mn=2mm.3)计算中心距 故中心距圆整为135mm4)按圆整后的中心距修正螺旋角实际分度圆直径5)齿宽 b=dd1=1.038.27=38.27mm,取b2=40mm,b1=45mm3、按弯曲强度校

7、核齿形系数YFa1=3.03（教材图11-8），YSa1=1.53（教材图11-9）YFa2=2.22， YSa2=1.82由公式 高速齿轮安全4、齿轮的圆周速度：对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。（二）低速级齿轮的设计1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度3）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，Hlim1=700MPa，FE1=600MPa；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。Hlim2=600MPa，FE2=450M

8、Pa（参考资料教材表11-1）4） 由参考资料教材2表11-5取SF=1.25,SH=1.0 由参考资料教材2表11-4取ZE=189.8 对于标准齿轮，取ZH=2.5试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取并初步选定14°2、按齿面接触强度设计计算公式：（1）确定公式内的各计算值 1)由参考教材表11-3试选载荷系数K=1.5 2)由参考教材表11-6取d=1.0 3)实际传动比,即u=4.344； 0.99 4)小齿轮传递转矩(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径mm2)模数 由参考教材表4-1取mn=2.5mm.3)计算中心距 故中心距圆整为210mm4)按圆整后的中心距修正螺旋角5实际分度

9、圆直径5)b=dd1=1.078.75=78.75mm,取b2=80mm,b1=85mm3、按弯曲强度校核齿形系数YFa1=2.6（教材图11-8），YSa1=1.63（教材图11-9）YFa2=2.18， YSa2=1.83由公式高速齿轮安全4、齿轮的圆周速度：对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。名称代号 结果高速级低速级中心距a135210法面模数mn22.5端面模数mt2.122.62法面压力角n2020螺旋角19.82°17.75°齿数Z1810930130分度圆直径d38.27231.7378.75341.244齿顶圆直径da42.27235.7383.753

10、46.244齿根圆直径df33.27226.7372.50334.994齿宽B45408580 六. 轴的设计及校核 （一）高速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 2初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表14-2，取，于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查课程设计表17-1，选用TL4型弹性柱销联轴器，其公称转距为63N.m。半联轴器的孔径，故取，

11、半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。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。参照工作要求并根据，由课程设计表15-1轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键

12、槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。 4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）已知高速级齿轮轮毂长B=45mm,做成齿轮轴， 则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速

13、级大齿轮轮毂长L=85mm，套筒长。 则 7）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由教材查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。8）确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材，取轴端倒角为。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=12.5mm。 载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5按

14、弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据教材及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材得。因此，故安全。（二）中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为，初步确定轴的最小直径 先按参考文献2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。根据参考文献2表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案.（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

15、和长度1）初步选择滚动轴承。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。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为的,故。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为85mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮

16、左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=18.25mm。则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保

17、证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材，取轴端倒角为.4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由教材中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力

18、，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，。因此，故安全。 （一）.低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，2初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据根据课本表14-2，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查课程设计表17-1，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转距为1250N.m。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3

19、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6311，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂

20、宽度为80mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b>1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=6mm.已知滚动轴承宽度B=25mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm，右端套筒长。至此，已初步确

21、定了轴的各段直径和长度。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由教材中查得B=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。 七.键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知

22、轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长L=25mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-5mm=20mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6

23、-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=28mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参

24、考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm，键长L=45mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=45mm-10mm=35mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=10m

25、m,键长L=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由参考文献2式（6-1）可得 八.轴承寿命的验算(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。

26、查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，=72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按教材中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承