带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器设计任务书

1 带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器设计任务书 一 . 课程设计书 设计课题 : 设计一用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器 =2300N 运输带工作速度V=s (允许运输带速度误差 5%),滚筒直径 D=400班制，连续单向运转载荷轻微冲击，工作年限 5年，环境最高温度 35，小批量生产。 表一 : 运输带工作拉力（ 输 带 工 作 速 度（ m/s） 筒直径（ 400 二 . 设计要求 一份。 三 . 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 置总体设计 方案 : 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点： 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 2 其传动 如下： 2 3 5 4 1(传动装置总体设计图 ) 初步确定传动系统总体方案如 :传动装置总体设计图所示。 选择 V 带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a5423321 a ( 1 为 V 带的效率 , 1 为第一对轴承的效率， 3为第二对轴承的效率， 4 联轴器的传动效率， 5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑 . 采用闭式效率计算 )。 电动机所需工作功率为： P P / 3450/824 执行机构的曲柄转速为 nD60 = 经查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比 i 2 5，一级圆柱直齿轮减速器传动比 i 8 10， 则总传动比合理范围为 i 16 50，电动机转速的可选范围为 n i n（ 16 50） 3580r/ 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器 的传动比 选定型号为 4的三相异步电动机，额 定功率为 定电流 载转速 步转速 1500r/ 3 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为n /n1440/ 2） 分配 传动装置传动比 i i 式中10, 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i 3，则减速器传动比为 i 0/ （ 1） 各轴转速 n 0/1440/3 480r/n1/ 480/案 电 动 机型号 额定功率 动机转速 电动机重量 N 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 减速器 1 500 1440 470 心高 外型尺寸 L（ + 脚安装尺寸 A B 地 脚 螺栓 孔 直径 K 轴伸尺寸D E 装键部位尺寸 F32 515 345 315 216 178 12 36 80 10 41 4 （ 2） 各轴输入功率 P1 Pp 2 各轴的输出功率： P P P P 3） 各轴 输入转矩 1T =i 1 Nm 电动机轴的输出转矩549549 440=m 所以 : Ti 1 =3 m TT 1i 1 =m 输出转矩： TT m T T m 运动和动力参数结果如下表 轴名 功率 P 矩 T Nm 转速 r/入 输出 输入 输出 电动机轴 440 1 轴 80 2 轴 设计 已知 得工作情况系数K P=带的带型 根据用 A 型 3 确定带轮的基准直径 （ 1）初选小带轮的基准直径 8小带轮基准直径02)验算带速 V 按式（ 8算带的速度 V= d 1 1 m / s = 6 . 7 8 m / 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 9 0 1 4 4 0因为 5m/s0 ）1p m i n 0 m i 2 s i n = 2 4 1 2 0 s i n = 1 4 1 322F z F N N （ ） （ ） 9带轮结构设计 9000板式 10. （一）高速级 齿轮传动的设计计算 试设计带式输送机减速器已知输入功率1p= 6 小齿轮转速1n=411r/数比 u=电动机驱动，工作寿命 5 年，两班制，载荷轻微冲击，连续单向运转。 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （ 1）按图所示方案选用直齿圆柱此轮传动 （ 2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7 级精度（ 0095 （ 3）材料选择。由表 10择齿轮材料为 40制），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调制）硬度为 240者材料硬度差为 40 4）选小齿轮齿数1z=40，大齿轮齿数2z=20 14 2. 按齿面接触强度设计 设置公式（ 10行试算，即 3 21112 . 3 2 （ 1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数计算小齿轮传递的传距 5 5 5119 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 5 . 1 7 1 . 2 0 1 0411 N/由表 10取齿宽系数d=1 由表 10得材料的弹性影响系数如图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳值极限600；大齿轮的接触疲劳强度极限550由式 10算应力循环次数 8116 0 6 0 4 1 1 ( 2 8 3 0 0 5 ) 5 . 9 1 8 1 0hN n j L 712 8 . 5 4 1 05 . 7 由图 10得接触疲劳寿命系数12计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10 1 l i m 21 S 60024 1 l i m 21 S 55032 2）计算 试算小齿轮分度圆直径1入 H中较小的值 3 21112 . 3 2 t = 3 2511 . 3 1 . 2 1 0 6 . 7 1 8 9 . 82 . 3 21 5 . 7 6 2 4 计算圆周速度0v 7 11 5 9 . 6 0 0 4 1 16 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 =s 计算齿宽0 =1 计算齿宽齿高之比 模数 111z= 高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 9 8 =计算载荷系数。 根据 v=s， 7 级精度，由图 10得动载系数齿轮， 1； 由表 10得实用系数表 10过差值发查得 7 级精度，小齿轮相对支撑对称布置时， K=图 10按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 33111 . 85 9 . 6 6 6 . 41 . 3 （ 1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280取小齿齿数 1Z =24 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240 i 24= 取 78. 齿轮精度 按 10095 1998，选择 7级，齿根 喷丸强化。 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )(12 确定各参数的值 : 试选课本2150选取区域系数 由课本 214P 图 10则 由课本2020算应力值环数 60n1 0 1（ 2 8 300 8） =109 h 8 =108 h #(齿数比 ,即 2查课本203 得： = =齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用2020 H 1 =550= H 2 =450=432 许用接触应力 M P )( 21 查课本由1980=0 d=1 T=105 11/105 104 小齿轮的分度圆直径 (12 = 43 计算圆周速度 100060 11nd t 060 计算齿宽 b b=td =算摸数 =14 t o o 计算齿宽与高之比 齿高 h= =计算纵向重合度 =d 14t a a n =计算载荷系数 K 9 使用系数 1 根据 ,7级精度 , 查课本由1920动载系数 查课本由1940 K KH= )d2d+103 b =+1) 1+103 课本由1950 : KF=课本由1930 : KH=载荷系数 : K K K K=1 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =3 =计算模数4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 )(c 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 m 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 24， z i z 24 动比误差 i u z / z 78/24 i 5，允许 计算当量齿数 z z / 24/ 4 z z / 78/ 4 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K =1 10 查取 齿形系数 Y 和应力校正系数 Y 查课本由1970 齿形系数 Y Y 应力校正系数 Y Y 重合度系数 Y 端面重合度近似为 2111 ） 1/24 1/78） ） 因为 /则重合度系数为 Y 螺旋角系数 Y 轴向重合度 o Y 1 计算大小齿轮的 安全系数由表查得 S 作寿命两班制， 8 年，每年工作 300 天 小齿轮应力循环次数 60 60 1 8 300 2 8 10 大齿轮应力循环次数 N1/u 10 /10 查课本由2040到弯曲疲劳强度极限 小齿轮大齿轮查课本由1970 取弯曲疲劳安全系数 S= F 1 = 0 F 2 = 8 013 111 Y 222 Y 大齿轮的数值大 11 设计计算 计算模数 n o 243 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 1357整为标准模数 ,取 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 计算应有的齿数 z1= 取 25 那么 25=81 几何尺寸计算 计算中心距 a= 21 = 14)8125( =将中心距圆整为 110按圆整后的中心距修正螺旋角 = 92 2)8125(a r c c o ( 21 因 值改变不多 ,故参数,k, 计算大 度圆直径 s 225co s 281co 计算齿轮宽度 B= 圆整的 502 B 551 B （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280取小齿齿数 1Z =30 速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240 30=圆整取 70. 齿轮精度 按 10095 1998，选择 7级， 齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 试选 查课本由2150H =试选 ,查课本由 214P 图 101= 2=12 应力循环次数 60 j 0 1 (2 8 300 8) =108 108 由课本2030 查课本由2070齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 001 , 大齿轮的接触疲劳强度极限 501 取失效概率 为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H 1 = 5641 H 2 =550/1=517 2 )( 2查课本由1980E =dT=105 22 /105 104 242131 )(12 =2. 计算圆周速度 100060 1 nd 3. 计算齿宽 b=d 4. 计算齿宽与齿高之比 模数 t 齿高 h=. 计算纵向重合度 0 2 6. 计算载荷系数 K KH=+2)+10 3 b =+ 10 3 13 使用系数 1 同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值 KF= KH=KF=载荷系数 K=1 . 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 计算模数 7 7 3. 按齿根弯曲强度设计 mc 确定公式内各计算数值 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 m （ 2） 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 30， z i z 30 动比误差 i u z / z 0 i 5，允许 （ 3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 （ 4） 初选螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 载荷系数 K K K K K K =1 6） 当量齿数 z z / 30/ 2 z z / 70/ 2 课本1970 和应力修正系数 Y 1 Y 7 5 3 1 Y （ 7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 1 8） 计算大小齿轮的 14 查课本由2040齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由2020弯曲疲劳寿命系数 S= F 1 = F 2 = 8 计算大小齿轮的 并加以比 较 0 1 2 6 2111 Y 0 1 5 4 222 Y 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . 计算模数 n o 253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 1357整为标准模数 ,取 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 计算应有的齿数 . z1= 取 30 30= 取 70 初算主要尺寸 计算中心距 a= 21 = 12)7030( =将中心距圆整为 103 修正螺旋角 = 32 2)7030(a r c c o ( 21 因 值改变不多 ,故参数,k,分度圆直径 12301270计算齿轮宽度 d 圆整后取 51 02 15 6低速级大齿轮如上图： V 带齿轮各设计参数附表 16 高速级齿轮 低速级齿轮 . 各轴转速 n (r/(r/(r/n(r/. 各轴输入功率 P （ （ （ P ( . 各轴输入转矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T(kNm) . 带轮主要参数 小 轮 直 径（ 大轮直径（ 中心距 a（ 基准长度（ 带的根数 z 90 224 471 1400 5 1. 传动轴承的设计 . 求输出轴上的功率 速3n，转矩3 3n=T=m . 求作用在齿轮上的力 17 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d =而 232 3 s 20t 4 8co st =周力 向力 轴向力 . 初步确定轴的最小直径 先按课本 15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 315361 表o 76 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同时选取联轴器的型号 查课本 114343 表P,选取 5.1 0 2 7 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查机械设计手册 11222 选取 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 其 公 称 转 矩 为 500半 联 轴 器 的 孔 011 与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取 . 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 , -轴段右端需要制出一轴肩 ,故取 -的直径 7;左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈 直径 0 半联轴器与轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故 -的长度应比 略短一些 ,现取 2 初步选择滚动轴承 故选用单列角接触球轴承 7,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型 . d D B 2d 2D 轴承代号 45 85 19 2095 85 19 209B 45 100 25 309B 18 50 80 16 010C 50 80 16 0100 90 20 210C 2. 从动轴的设计 对 于 选 取 的 单 向 角 接 触 球 轴 承 其 尺 寸 为 的 68050 , 故0 ;而 6 . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 010C 型轴承定位轴肩高度57, 因此取 取安装齿轮处的轴段 8;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 的宽度为 75了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂宽度 ,故取 2. 齿轮的左端采用轴肩定位 ,轴肩高 5,取 b=8 轴承端盖的总宽度为 20减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 0 ,故取0 . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16两圆柱齿轮间的距离 c=20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 s,取 s=8已知滚动轴承宽度 T=16 高速齿轮轮毂长 L=50则 3)316816()7275( 241620850( 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 . 5. 求轴上的载荷 19 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 查机械设计手册 20 对于 7010a=此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . F 5 0 3 4 83231 F 8 4 3 4 83222 0 923231 2 18 0 91 6 3 022 8 7 9 1 H 1 9 6 25 59 2 8 731 7 2 88 9 222 121 1799512 传动轴总体设计结构图 : (从动轴 ) (中间轴 ) 20 (主动轴 ) 从动轴的载荷分析图 : 21 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 321 )( = 1(19 625 5 22 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 15 1 =602 1 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度 . . 判断危险截面 截面 A, , ,以 A 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C 上的应力最大 应力集中的影响和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 上虽然应力最大 ,但 是应力集中不大 ,而且这里的直径最大 ,故 截面和显然更加不必要做强度校核 章的附录可知 ,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而 ,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可 . . 截面左侧。 抗弯系数 W=d = 50 =12500 抗扭系数 d =50 =25000 截面的右侧的弯矩 的扭矩33T= 截面上的弯曲应力 M P 5 001 4 4 60 9 截面上的扭转应力 T = M P 0031 135 0 轴的材料为 45钢。调质处理。 由课本3555 551 因 经插入后得 T =性系数为 q q = K =1+ )1( q =1+q（ T =以 综合系数为： K=钢的特性系数 取 取 全系数3 S= S= 所以它 是安全的 截面右侧 抗弯系数 W=d = 50 =12500 抗扭系数 d =50 =25000 截面左侧的弯矩 M=133560 截面上的扭矩3 3T=295 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 T = K = 综合系数为： K= K=钢的特性系数 取 取 全系数 S= 所以它是安全的 选择键联接的类型和尺寸 一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键 . 根据 55 5 查表 6 键宽 16 10 2L =36 24 0 2 3L=50 校和键联接的强度 查表 6 p=110 222 60 333 00 键与轮毂键槽的接触高度 .5 5 .5 由式（ 6： 222322102 p 3333331022 p 两者都合适 取键标记为： 键 2： 16 36 A 1096 3： 20 50 A 1096减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘 应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强 25 密封，盖板用铸铁制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠 近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销：