带式输送机圆柱齿轮减速器

1、 PAGE 1 设计说明书题 目： 带式输送机上的圆柱齿轮减速器 院 （系）： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 20 目 录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc437426917 1设计任务 PAGEREF _Toc437426917 h 2 HYPERLINK l _Toc437426918 1.1 设计目的 PAGEREF _Toc437426918 h 2 HYPERLINK l _Toc437426919 1.2 设计要求 PAGEREF _Toc437426919 h 3 HYPERLINK l _Toc437426920 2 运动

2、方案分析以及确定设计方案 PAGEREF _Toc437426920 h 4 HYPERLINK l _Toc437426921 2.1 传动方案分析 PAGEREF _Toc437426921 h 4 HYPERLINK l _Toc437426922 2.2 电机选择及分析传动比 PAGEREF _Toc437426922 h 5 HYPERLINK l _Toc437426923 2.3各级传递之间的数据参数分析 PAGEREF _Toc437426923 h 6 HYPERLINK l _Toc437426924 2.4传动参数计算分析 PAGEREF _Toc437426924 h

3、6 HYPERLINK l _Toc437426925 3 传动轴的设计与验算 PAGEREF _Toc437426925 h 15 HYPERLINK l _Toc437426926 3.1 I轴的设计计算 PAGEREF _Toc437426926 h 15 HYPERLINK l _Toc437426927 3.2 II轴的设计计算 PAGEREF _Toc437426927 h 19 HYPERLINK l _Toc437426928 方案二： PAGEREF _Toc437426928 h 21 HYPERLINK l _Toc437426929 4 总结 PAGEREF _Toc4

4、37426929 h 25 HYPERLINK l _Toc437426930 参考文献 PAGEREF _Toc437426930 h 261设计任务1.1 设计目的设计一用于带式输送机上的圆柱齿轮减速器。两班制工作，工作有轻微振动，工作期限为5年。单向转动，滚筒效率0.97。曳引带的允许速度误差在5%以内。减速器小批量生产。设计原式数据要求如表1所示。表1 数据要求原始数据曳引带拉力F(N)1800曳引带速度V(m/s)1.5滚筒直径D（mm）350V带传动比i31.2 设计要求1，确定传动方案，并绘制原理方案图；2，设计减速器；3，完成减速器装配图，部分零件图；4，编写设计说明书一份；

5、2 运动方案分析以及确定设计方案2.1 传动方案分析根据设计任务要求，本设计为一级减速器的设计，其输出轴和输入轴呈垂直状态，传动方案如图1所示。图1 设计运动方案其中各重要部件的选择如表2所示。表2 部件的选择目的设计计算与说明主要结果动力源电动机联轴器弹性联轴器齿 轮直齿直轮传动高速级做成直齿，低速级做成直齿轴 承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承带 轮V带轮2.2 电机选择及分析传动比电动机输出功率的计算：工作机所需有效功率P：F=18000.34=6.4 w 圆柱直的传动（七级精度）效率为：=0.97圆柱齿轮的传动（七级精度）效率为： =0.98球轴承传动效率（四对）为=0.99弹性联轴器

6、传动效率（一个）取=0.99运输齿轮效率为：=0.96要求电动机输出的有效功率为：= kw电动机的转速 电动机转速 型号额定功率P (KW)满载转速n(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132m1-649602.02.2传动系统的总传动为：分配 2.3各级传递之间的数据参数分析首先进行对电机轴的计算如下：转速：输入功率：输出转矩：对高速轴和低速轴传动分析：高转速转速：输入功率： 输出转矩：低速轴转速：输入功率：输出转矩：将以上计算结果整理后列于下表3所示：表3 数据整理项目电动机轴轴轴转速96024030功率kw3.83.63.4转矩Nm37.8143.251082传动比34效率0

7、.960.972.4传动参数计算分析传动件的设计计算传动精度8级材料 小齿 40 Gr 调质 硬度250HBw 大齿 45 钢 调质 硬度 220HBw高速级齿轮设计压力角取20初选小齿轮数大齿轮齿数由公式K=1.2计算小齿轮传递的转矩查表选取齿宽系数查表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8M查表查得正域系数Z查公式计算接触疲劳强度用重合度系数Z计算接触疲劳许用应力【6H】查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：，计算应力循环次数查得接触疲劳寿命系数，取失效根率为1%安全系数s=1,计算得到 取和中较小体为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即【6H】=6H=523MPa计算小齿轮分度圆直径调整小齿

8、轮分度直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v：齿宽b计算实际载荷系数由表10-2得使用系数根据v=9.0m/s七级精度由图10-8查得动载系数K齿轮圆周力由10-3得齿轮间载荷分配系数用插值达查得七级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷系数K=1.421，由此得实际载荷系数分度圆直径齿轮模数：按齿根弯曲疲劳强度设计计算模数即：选:计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算查得齿形系数查得应力修正系数查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为查得弯曲疲劳寿命系数:取得弯曲疲劳安全系数s=1.4查表得：=0.0138mPa试算模数调整齿轮模数1.圆周速度v2.齿宽b:3.实际载荷系数由V=6.24

9、m/s七级精度查图10-8得Kv=1.08由查表得齿间载荷值法查得得：,则载荷系数查表的：对比结果取,则互为质数几何尺寸的计算1.分度圆直径2.计算中心距：3.计算齿轮宽度：考虑误差（5-10）mm保证设计 4.圆整中小距后的强度校核5.计算变位系数和6.分配系数7.10-216知坐标点位于L14线和L15之间，按两条做射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别为2，齿面接触疲劳强度校核满足要求且齿面接触应力比标准齿轮有所下降按前做法8.结构设计及绘制齿轮零件图9.主要设计结论：小齿轮选用40Cr（调质）大齿轮选用45钢（调质）齿轮按7级精度设计设计低速级圆柱直齿传动设计计算说明（1

10、）选用七级精度（2）选小齿轮齿数Z1大齿轮Z2=i2取Z2由设计计算公式进行试算，即确定公式各计算数值（1）试选载荷系数Kt（2）计算小齿轮传递的转矩 T2=95.5=1.35（3）选取齿宽系数（4）差得材料的弹性影响系数Z（5）按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限小齿轮的接触疲劳强度极限（6）由公式N=60njlh （7）由表查得接触疲劳强度寿命系数Zu=1 N2 (8)计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为1%，安全系数为s=1 计算确定小齿轮分度圆直径dit，代入中较小的值 （1）计算小齿轮的分度圆直径dit,=69.6m（2）计算圆周速度vv=(2)计算齿度b b=(3）计算模数与

11、齿高 模数 齿高 （4) 计算齿宽与齿高之比 （5）计算载荷系数K。 根据v=1.09m/s，由查表得K=1.02，查表的知使用系数K=1，齿间载荷分配系数K=1.1，查表查得K=1.1 故载荷系数： K=KKKK =1=1.2342 （6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： （7）计算模数m m=按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： 确定计算参数计算载荷系数。 K=KKKK=1 =1.2342查取齿形系数 查表查得Y=2.65，Y=2.226查取应力校正系数 查表查得Y=1.58，Y=1.766查表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=460MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=410MP取弯曲疲劳寿命系

12、数K=0.92，K=0.94计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则有： =325.54Mp =296.46MP 计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.0127 =0.0133经比较大齿轮的数值大。 设计计算m=2.292对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.3mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有： =29.634取Z=30，则Z5=150几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mm （2）计算中心距 a =207mm （3）计算齿轮宽度 b=验算所以，设计合理3 传动轴的设计与验算3.1 I轴的设计计算（1）求轴上的功率，转速和

13、转矩 由前面算得P=3.4KW，n=2890r/min，T =1.12 N（2）求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=55mm 而 F=4072N F=F4072=1482N（3）初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表，取A=110，于是得： d=A=26.26mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=27.573mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=32mm，查表知带轮宽B=63mm故此段轴长取65mm。（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图2 所示。 图2 轴上零件装配方案 据轴

14、向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a.I-II段是与带轮连接的其d=28mm，l=65mm。 b.II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=7.2mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为25mm。故取l=60mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=30mm。 初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=30mm，由轴承目录里初选角接触球轴承其尺寸为d=25mm52mm15mm故d=24mm。又右边采用轴肩定位取=31mm所以l=115mm，=31mm，=10mm 取安装齿轮段轴径为d=30mm，齿轮左端

15、与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为58mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=55mm。齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用角接触球轴承，则此处d=24mm。取l=35mm轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为50mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键 ，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表取轴端倒角为1.其他轴肩处圆觉角见图。求轴上的载荷 先作出轴上的受

16、力图以及轴的弯矩图和扭矩图3所示 图3 轴的受力分析 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=1680N F=-296N F=483N F=175N M=97388N M=-138208 M=28000N M=101333N M=138236N T=1.12N按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =53MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表 查得=60Mp，故安全。首先，计算滚珠丝杠的转动惯量：已知滚珠丝杠的密度，则有根据滚轴丝杠的转动惯量来计算

17、折算到丝杠轴上的移动部件的转动惯量：已知横向进给系统执行部件的总质量为m=28kg；丝杠轴每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=0.6cm计算加在电动机轴上总负载转动惯量 根据转动惯量来计算折算到电动机轴上的切削负载力矩已知在切削状态下的轴向负载力，丝杠每转一圈，机床执行部件轴向移动的距离L=6mm=0.006m，进给传动系统的传动比i=6.25总效率=0.85，则有 计算折算到电动机上的摩擦负载力矩 已知在不切削状态下的轴向负载力矩，则有 计算由滚珠丝杠预紧力产生的并折算到电动机轴上的附加负载力矩 已知滚珠丝杠螺母副的效率，滚珠丝杠螺母副的预紧力为 折算到电动机轴上的负载力矩T的计算。

18、空载时（快进力矩），为 切削时（工进力矩），为3.2 II轴的设计计算方案一：求轴上的功率，转速和转矩+3 由前面的计算得P=3.4KW，n=2890，T =1.12N求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=260mm d=85mm 而 F=86N F=F86=31N 同理可解得： F=64N，F=F23N初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表，取A=110，于是得： d=A=34.6mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=36.3mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照

19、工作条件可选角接触球轴承其尺寸为：d=故d=40mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取23mm所以l=40mm 轴的结构设计 a.拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图4所示 图4 装配分析据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b.II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为53mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=50mm，d=44mm。 c.III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =20mm，d=48mm。 d.IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为90mm可取l=87mm，d=44mm e.V-VI段为

20、轴承同样选用角接触球轴承，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为20mm则 l =41mm d=40mm f.轴上零件的周向定位 g.两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由表查得平b,按d得平键截面b=其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 h.确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表取轴端倒角为1.2.各轴肩处圆觉角见图。求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图5。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=470N F=3077N F=1102N F=1443N M=70060N M=227720Nmm M=-164198N

21、 M=-106782N M=178520N M=289349N T=2.73N 图5 轴受力分析按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =85.2MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表查得=60Mp，。综上所述该轴安全。方案二：求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=3.27KW，n=231.2r/min，T=1.35N求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=280mm而 F=964.29N F=F964

22、.29351N初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表取A=110，于是得： d=A58.6mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=KAT3 QUOTE 查表取K=1.3.则：T QUOTE KAT3=1.3x1.35x105=175500 QUOTE 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查表可选用YL11型凸缘（GB/T 5843-2003）联轴器。其公称转矩为1000N。半联轴器长圆柱形孔（Y型）孔径d=50mm，故取d=50mm半联轴器长度L=62mm 轴的结构设计 a.拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6所示。图6 装配分析 b

23、.据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c.为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=54mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=54mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为62mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=50mm.d.II-III段是固定轴承的轴承端盖e=7.2mm。据d =54mm和方便拆装可取l=20mm。 e.初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=55mm，由轴承目录里初选6211号其尺寸为d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右边是轴肩定位，d=59mm，l=85.5mm，d=59mm，l=10mm。f.取安装齿轮段轴径为d=59mm，已知齿轮宽为85mm取l=82mm。齿轮右边-段为轴套定位，轴肩高h=2mm则此处d=55mm。取l=43mmg.轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。由表查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为100mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键bh1= Q