带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计.doc

目 录一 设计任务书 二 系统总体设计方案（附总体方案简图）三 原动机的选择四 执行机构的选择五 传动装置运动及动力参数计算六 传动零件的设计计算七 轴的计算八 滚动轴承的选择和计算九 连接的选择和计算十 联轴器的选择十一 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择十二 零部件和整机的价格评估十三 参考资料111一、 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输拉力（N）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）40001.64005824. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 直齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3) 设计计算说明书一份二、 系统总体设计方案传动方案给定为二级级减速器（包含两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为或的电动机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱直齿轮传动三 电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4；联轴器效率； 轴承传动效率（球轴承）； 齿轮的传动效率，齿轮精度8级； 卷筒的传动效率；故 (3) 电动机额定功率由第二十章表20-1选取电动机额定功率。3. 电动机的转速由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为 可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比两级减速器1Y160L-611100097014712.612.62Y160M-4111500146012319.119.1由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y160L-6。4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表12-2查出Y160L-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L-61110009702.02.0四 执行机构的选择1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比则两级圆柱齿轮减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。五 传动装置的运动及动力参数计算1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各州转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）970970277.1479.18功率（kW）1110.50510.069.636转矩（）108.30103.43346.661162.21六 传动零件的设计计算 由设计选定两组相同的齿轮作为两级减速，并校核第二级齿轮。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40MnB（调质），硬度为241286HBS；大齿轮材料为ZG35SiMn（调质），硬度为241269HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 选取区域系数c) 小齿轮传递的传矩d) 选取齿宽系数e) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限f) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1.1，由式(10-12)得g) 许用接触应力h)i) 由表10-6查得材料弹性影响系数计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得a) 计算圆周速度b) 齿宽b及模数mnt(3) 按齿根弯曲强度设计计算由式(11-6)确定计算参数a) 计算载荷系数K=1.5b) 查取齿形系数由表11-8查得c) 查取应力校正系数由表10-5查得d) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数Sf=1.25，由式(10-12)得e) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则（4）齿轮主要几何参数计算中心距计算大、小齿轮的分度圆直径高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.5模数(mm)3中心距(mm)183齿数27952795齿宽(mm)98939893直径(mm)分度圆8128581285齿根圆7928379283齿顶圆8328783287七 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）97010.505103.43(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=82 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径 先按式（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。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 查机械设计手册（软件版），选用GB5014-2003中的LX2型弹性柱销联轴器， 其公称转矩为560 000N。半联轴器的孔径，轴孔长度L82,J型轴孔,相 应地,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取，现取L-=75mm。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d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm， 故d-=d-=35mm；L-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=40mm，取L-=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（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，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7530与联轴器配合-6032定位轴肩-4235与滚动轴承30307配合，套筒定位-10340与小齿轮键联接配合-1044定位轴环-2335与滚动轴承30307配合总长度313mm（1） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（2） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）277.1410.06346.66(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。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d-=d-=45mm，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30309，其尺寸为dDT=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；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表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4945与滚动轴承30309配合，套筒定位-9850与大齿轮键联接配合-9055定位轴环-10350与小齿轮键联接配合-4545与滚动轴承30309配合总长度385mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩手绘弯矩图参照上例（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）79.189.6361162.21(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 2） 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轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=105mm。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d-=65mm，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30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为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l-=98mm。轴承端盖的总宽度为30mm（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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm12mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3870与滚动轴承30314配合-1082轴环-9875与大齿轮以键联接配合，套筒定位-5870与滚动轴承30314配合-6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10563与联轴器键联接配合总长度369mm （5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。八、 滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表（4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和 由机械设计表13-7得 所以（3） 求轴承当量动载荷和 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。3. 低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计（4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。九、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） 联轴器 处的键取普通平键1063（b*l）键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键1270（b*l）键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键1470（b*l）键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键1470GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的