减速器课程设计带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器系 别：测试工程系专 业：测控技术与仪器 目录一、传动方案的分析与拟定3二、选择电动机：3三、确定总传动比、分配传动比：4四、计算各轴功率、转速和扭矩：5五、带传动计算6六、齿轮传动计算8七、轴的设计计算11八、 键的选择、计算；21九、减速器结构设计22十、减速器的润滑23十一、参考资料索引23一、传动方案的分析与拟定1、 工作条件：两班制连续工作，工作时有轻度振动，使用年限6年，每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。2、 原始数据：传动带滚动转速n=120r/min； 减速器输入功率pw=3.8kw； 单机圆

2、柱齿轮减速器3、 方案拟定 ： 如上图所示，采用带传动传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。二、选择电动机：、电动机类型和结构的选择： 选择y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 、确定电动机功率pd pd=pwa，其中pw=3.8kw为减速器输入功率，a为v带传递效率，其取值范围为0.940.97，经综合考虑取a=0.95。所以有 pd=pwa=3.8kw0.95=4k

3、w确定电动机转速na 已知传动带转速n=120rmin，查表得传动比合理范围，取v带传动比=24，一级圆柱齿轮减速器传动比=36，则总传动比合理范围为=624，故电动机转速可选范围为 =n=(624)120=7202880rmin符合这一范围的同步转速器有750、1000和1500rmin。根据容量和转速，由相关手册查出有三种适用电动机型号，因此有三种传动方案，如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和传动比方案，可见第一种比较适合。因此选定电动机型号为y112m-4，其主要性能如下第二表所示。方案电动机型号额定功率ped/kw电动机转速r/min电动机重量n参考价格元传动装置的

4、传动比同步转速满载转速总传动比v带传动减速器1y112m-441500144047023011.672.84.172y132m1-64100096073035082.53.23y160m1-8475072011805006.2523.15型号额定功率kw满载时起动/额定电流起动/额定转矩最大/额定转矩转速r/min电流（380v）a效率%功率因数y112m-4414408.7784.50.827.02.22.2三、确定总传动比、分配传动比：电动机型号为y112m-4，满载转速nm=1440r/min。总传动比： ia=1440120=11.67分配传动比： 由ia=i0i式中i0、i分别为带传

5、动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.8，则减速器传动i=iai0=11.672.8=4.17四、计算各轴功率、转速和扭矩：各轴功率：令减速器输入轴为i轴，输出轴为轴，其余为卷筒轴。1、2、3、4分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器的传动效率。且根据查表可取其值分别为0.95、0.98、0.97、0.99。pi即为减速器输入功率pw,所以：轴 pi=pw=3.8kw轴 pii=pi12=pi23=3.80.980.97=3.61kw 卷筒轴 piii=pii23=pii24=3.610.990.98=3.50kw以上各轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98。各

6、轴转速： 轴 轴 卷筒轴 各轴扭矩：电动机轴输出扭矩 各轴输入扭矩 轴 t1=tdi001= tdi01 =26.532.80.95=70.57nm 轴 t2=t1i112=t1i123 =70.574.170.980.97 =279.74nm 卷筒轴 t3=t224=279.740.980.99=271.40nm各轴输出扭矩则分别为各轴输入扭矩乘轴承效率0.98。 运动和动力参数计算结果整理于下表： 表2-1轴名功率pkw扭矩tnm转速nrmin传动比i效率输入输出输入输出电动机轴/4/26.5314402.80.95轴3.83.7270.5769.16514.294.170.95轴3.61

7、3.54279.74274.15123.331.000.97卷筒轴3.503.43271.40265.97123.33五、带传动计算1、选择带的剖面型号： v带的横截面为等腰梯形，其工作表面是与轮槽相接触的两侧面。由于轮槽的楔形效应，张紧力相同时，v带传动较平带传动能长生更大的摩擦力，故具有较大的拉拽能力。所以选用v带。v带型号可根据计算功率pd和小带轮转速nd观察普通v带选型图从中可选出相应的型号，又知pd=pka=41.2=4.8kw，nd=1440r/min。故可根据其从v带选型图上选出属于v带a型号，所以带为a型普通v带。2、计算带传动的主要尺寸和带的根数带传动的主要尺寸：确定带轮的直

8、径d1、d2。由普通v带选型图可知，、a型v带推荐直径d=80100mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径d1=100mm。大带轮直径 由v带轮基准值及系列表，取d2=280mm。 验算带速v 确定带的基准长度若中心距没有限定时，可按下式 0.7（d1+d2）a0 266a0nh0,所以khl=1。 许用弯曲应力 查表得 flimb1=1.8hbs=1.8335n/mm2=603n/mm2 flimb2=1.8hbs=1.8300n/mm2=540n/mm2取sf=2，kfc=1，因nfvnf0,所以kfc=1。得 由之前计算得减速器输入轴扭矩t=705

9、70nmm3、确定齿轮的结构和主要尺寸求齿轮分度圆直径 初步计算时，取。小齿轮；有 取值d1=55mm b=dd1=155mm=55mm 小齿轮圆周力为 径向力为 其方向由力的作用点指向小齿轮的转动中心。大齿轮各力的作用力大小与小齿轮相等，方向相反。待添加的隐藏文字内容2求中心距、齿轮齿数、模数中心距 所以初定a=140mm。又 一般z1=1730，初选z1=22，则z2=iz1=4.1722=91.7，取值为z2=92。则有 由标准取mn=2.5mm 取z1=22，则 z2=112-22=90齿数比 z2/z1=90/22=4.09与i=4.17的要求比较，误差为1.9%，可用。则可得大圆分

10、度圆直径d2=z2mn=902.5=225mm4、 验算齿轮传动的主要参数验算接触应力 又小齿轮圆周速度 查表得khv=1.15（8级精度齿轮） 验算弯曲应力 观察齿形系数曲线图得 (x=0) 故应验算大齿轮的弯曲应力 七、轴的设计计算、高速轴的设计计算；已知条件； 高速轴传递功率pi=3.8kw，转速ni=514.29r/min，小齿轮分度圆直径d1=55mm，齿轮宽度bi=55mm，扭矩t1=70570nmm。轴的材料； 因小齿轮分度圆直径较小，与轴径相差不大，故采用齿轮与轴制成一体，即制成连轴齿轮，所以材料与处理方式均与小齿轮一致，即为40cr，调质处理。初算轴径； 因为高速轴外伸段上安

11、装带轮，所以轴径可按下式求的，查表知c=10797.8，取c=100，则 考虑到轴上有键槽，轴颈应增大3%5%,则d19.48+19.48（0.030,05）=20.0620.45mm取dmin=21mm。轴的结构设计；轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如上图所示。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴不长故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计。轴段的设计 轴段上安装带轮，此段设计与带轮设计同步进行。由最小直径可初定轴段d1=25mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）25mm=37.550mm，取为50mm，则轴段的长度略

12、小于毂孔宽度，取l1=48mm。轴段轴径设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴间高度为h=（0.070.1）d1=（0.070.1）25mm=1.752.5mm。轴段的轴径d2=d1+2（1.752.5）mm=28.530mm，该处轴的圆周速度可选用毡圈油封。查表，选取毡圈30 jb/zq 4061997，则d2=30mm。由于轴段的长度l2涉及的因素较多，稍后再确定。轴段和轴段的设计 轴段和安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用深沟球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。查表取6207轴承，其中内径d=35mm，外径d=72mm、宽度b=17mm，

13、内圈定位轴间直径da=42mm，外圈定位凸间内径da=65mm，故d3=35mm，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴采用脂润滑，需要挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面之箱体内壁的距离取=14mm，则l3=b+b1=17+14+2=33mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=35mm，l7=l3=33mm。轴段的长度设计 轴段的长度l2除与轴上零件有关外，还与轴承宽度及轴承端盖等零件有关。查表知下箱壁厚度由公式取上箱座壁厚=8mm，所以取2=8mm；由于齿轮中心距a1=140mm300mm，可确定轴承旁连接螺栓直径m12，相应的c1=20mm，c2=16mm。所以轴承座宽度为 轴承端盖

14、连接螺栓直径m8，查表取螺栓gb/t 57812000 m825。则可计算轴承端盖厚e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm，取值e=10mm。 取轴承座宽度l=50mm，端盖与轴承间的调整垫片厚度t=2mm；为了拆装方便，取带轮凸缘断面至轴承端盖表面的距离k=28mm。则有 轴段和轴段的设计该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=40mm，齿轮两端面与箱体内壁距离取为1=15mm，则轴段和的长度为 l4=l6=1-b1=15mm-2mm=13mm 轴段的设计轴段上安装齿轮，因为此齿轮为连轴齿轮，故该轴段为齿轮轴，即l5=b=55mm，此时d5视小齿轮分度圆直径大小而定，因齿轮与轴即为一体。

15、箱体内壁之间的距离为 力作用点间的距离 画出轴的结构及相应尺寸 如上图所示。5、 轴的强度计算画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示。支承反力 在水平面上为 式中符号表示与图中所示方向相反，下同。在垂直平面上为 轴承 a的总支承反力为 轴承b的总支承反力为 弯矩计算 在垂直平面上为 合成弯矩，有 扭矩 弯矩图和扭矩图如下图所示，6、 校核轴的强度 齿轮轴与点a处弯矩较大，且轴径较小，故点a剖面为危险剖面。 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得，40cr调质处理抗

16、拉强度极限b=750mpa，轴的许用弯曲应力【-1b】=75mpa，e33.9+33.9(3%5%)=34.9235.60mm。圆整，取dmin=35mm。4、 结构设计； 轴承部件的结构设计轴的初步结构设计及构想如图所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从直径最小处开始设计。 轴段的设计 轴段上安装联轴器此段设计应与联轴器的选折设计同步进行。 联轴器的选择 为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取ka=1.5，则计算转矩 te=kat2=1.5279740nmm=419610nmm 查表得gb/t 50142003中lx2型

17、联轴器符合要求：公称转矩tn /(nm): 560许用转速n /(r/min): 6300轴孔直径/mm: 35轴孔长度|j型|l1 /mm: 60采用a型键，相应的轴段的直径d1=35mm，其长度略小于毂孔宽度，取l1=58mm。轴段轴径设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=2.453.5mm。轴段的轴径d2=d1+2h=35mm+2(2.453.5)=39.942mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查表，选用毡圈40 jb/zq46061997，则d2=40mm 轴

18、段和轴段 轴径设计以及轴承的选择 轴段及轴段上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承。轴段和轴段直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6009，查表得轴承内径d=45mm，外径75mm，宽度b=16mm，内圈定位轴肩直径da=51mm，外圈定位凸肩内径da=69mm，故选d3=45mm，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，所以d6=d3=45mm。 轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4必须略大于d3，则可初定d4=50mm，又大齿轮齿宽b2=50mm，所以l=1.2b2=60mm轴段长度应比轮毂略短，所以取l4=58mm。 轴段的长度设计 轴段的长度

19、除与轴上的零件有关外还与轴承座宽度及轴承端盖等有关。轴承座宽度l、轴承端盖厚e、轴承端盖连接螺栓、轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度 t均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取k=13mm，则有 轴段的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩的高度h=（0.070.1）d4=3.55mm，取h=5mm，则d5=60mm，齿轮端面距箱体内壁距离为，取挡油环端面到内壁距离为4=2.5mm，则轴段的长度为 轴段和轴段的长度设计轴段的长度圆整，取l6=32mm。轴段的长度 圆整，取l3=44mm。 轴上作用点间的距离

20、轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=b/2=8mm，则可得轴的支点及受力点间的距离为 画出轴的结构及相因尺寸 如图所示。5、 受力分析； 轴的受力简图 轴的受力简图如图所示。 支承反力 在水平面上为 在垂直平面上为 轴承a、b的总支承反力为 求弯矩、画出弯矩图 弯矩图如图所示 在水平面上，齿轮所在轴截面为 在垂直平面上，齿轮所在轴截面为 合成弯矩，齿轮所在轴截面为 扭矩图如图所示， t2=-279740nmm。6、 轴强度计算； 因齿轮所在轴截面弯矩较大，同时截面还具有扭矩，所以此截面为危险截面。其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 一般可认为轴传递的扭矩是按脉动循环

21、变化的。查表取其强度极限b=650mpa，故可取折合系数=0.6，则当量应力为 ，故强度满足要求。7、 计算轴承寿命 当量动载荷 查表得轴承6009轴承c=21000n,c0=14800n.因轴承不受轴向力，如图所示，有 轴承寿命 轴承在1000c以下工作，查表得ft=1，fp=1.5，则有 年数x=lh/(300*16)=130346.85/480027年故寿命足够。8、 键的选择、计算； 1、高速轴键连接 联轴器与轴段间采用a型普通平键连接，查表得键的型号为键840 gb/t 10962003。校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为 取键的材料为钢，则键、轴及齿轮最弱材料为钢，且有轻微冲击，查表得p=100120mpa，p2p,强度足够。2、低速轴键的选择； 联轴器与轴段及齿轮与轴段间采用a型普通平键连接，查表选取其型号分别为键1050 gb/t1096-2003和键1450 gb/t1096-2003。键强度计算大齿轮处键连接的挤压应力为 取键、轴及齿轮的最弱材料为钢，查表得【】p=125150mpa，则有p2【】p ，强度足够。 联轴器处的键的挤压应力为 同样，其强度也足够。九、减速器结构设计名称符号尺寸（mm）中心距a140机座壁厚8机盖壁厚18机