设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、目录设计任务书1传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算5轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算14键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择17润滑与密封18设计小结18参考资料目录181题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮 减速器一 总体布置简图1电动机；2v 带；3齿轮减速器；4带式运输机；二 工作情况：少尘，有重振三 原始数据鼓轮的扭矩 t（nm）：845.4476鼓轮的直径 d（mm）：400运输带速度 v（m/s）：1.5传动比允许偏差（）：5生产规模：单件使用年限（年）：10工作制度（班/日）：2四 设计内

2、容21.2.3.4.5.6.7.8.电动机的选择与运动参数计算； v 带设计计算斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核； 装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 轴零件图一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式单级圆柱齿轮减速器与普通 v 带传动联合实现减 速，故需要对普通 v 带和圆柱齿轮传动进行设计计算。本

3、传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小。结构较复杂，轴向尺寸大，、刚度一般， 轴承润滑一般。电动机的选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：有重振、单向旋转。所以选用常用的全封闭 y 系列的电动 机。2电动机容量的选择1） 工作机所需功率 pp w6kww2） 电动机的输出功率 pdpw/ 带 联 滚筒 齿3轴承0.85pd7.0606kw33电动机转速的选择nd（i1i2in）nw初选为同步转速为 1000r/min 的电动机4电动机型号的确定由 gb/t9616 查出电动机型号为 y160m-6,其额定功率为 7.5kw，满载转速 970r/min。基本 符合题目所需的要求。计算

4、传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速 970n/m 和工作机主动轴转速 71.655n/w 可确定传动装置应有的总传动 比为：13.5372合理分配各级传动比带传动比为 3，则齿轮传动的传动比为 4.4123。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目转速（r/min）功率（kw）转矩（nm）传动比电动机轴 i9707.060669.153高速轴 ii323.336.7076197.084.5123低速轴 iii71.6556.4413925.25鼓 轮 iv71.6556.3769858.981传动件设计计算（一） 普通 v 带的设计计算1.计算功率pc

5、=k p 取 k =1.3a apc=1.37.0606=9.18kw2.选择带的型号b 带3确定带轮 基准直径dd1=125mm，取=0.02dd2= dd1(1-)n1/n2=125（1-0.02）970/323.33=367.5 400=d0ddl圆整 取 dd2=370 4.验算带速 v=dd1n1/601000=6.3454m/s5.算中心距 a，带长 l ，包角 d0.7（dd1+ dd2）a2（dd1+ dd2） 所以 346.5a0990初选中心距a510所需带长 l =2a0+（dd1+ dd2）/2=1826.6 查表选基准长度 l =2000 实际中心距 aa0+（ld

6、ld0）/2=597 6.验算小带轮包角 11=180（dd2dd1）57.3/a=156.5120（合适）7，确定带的根数已 知 dd1=125 i=dd2/ dd1(1- )=3.02,v=6.35 m/s 得p0=1.66kw p1=0.12kw 因 1=157 l =2000 得 k =0.98pc/ p0=pc/( p0+p1) ka kl5.6 取 6 根查 得 ： ka=0.94 8.确定初拉力 fo查表得：q=0.17fo=500（2.5- ka）p / ka v+qvv=207nc9.计算压轴力f =2 fosin1/2=2.43knq10.带轮结构设计幅表厚度 s=20 d

7、01 =48 d02=75 轮缘宽 b=120 毂长 l1=60 l2=100 5 （二）齿轮传动的设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 230hbs，大齿轮材料为 45 钢（正火），硬度 为 200hbs，二者材料硬度差为 30hbs。由带传动 设计计算可知带传动的实际传动比为 3.02，所以齿轮传动的实际传动比为 4.48242） 精度等级选用 7 级精度；3） 试选小齿轮齿数 z125，大齿轮齿数 z2113；4） 选取螺旋角。初选螺旋角 122按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式

8、（1021）试算，即dt32 k t u +1 z z t h e u d h21） 确定公式内的各计算数值（1）试选 kt1.5（2） 由图 1030 选取区域系数 zh2.45（3） 由表 107 选取尺宽系数 d1（4） 由图 1026 查得 10.75， 20.87，则 1 21.62 （5） 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ze189.8mpa（6） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 hlim1600mpa；大齿轮 的解除疲劳强度极限 hlim2550mpa；（7） 由式 1013 计算应力循环次数n160n1jlh601921（283005）3.321

9、0e8n2n1/56.64107（8） 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 khn10.95；khn20.98（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 s1，由式（1012）得 h10.95600mpa570mpah20.98550mpa539mpa h h1 h2/2554.5mpa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径 d1td1t32 k t u +1 z z t 1 h e u d h26321t 21t。)111 =32 1.6 191 10 6 2.433 189.8 11.62 5 554.5 =67.85（2） 计算圆周速度v= d n 67.85192= =0

10、.68m/s 60 1000 60 1000（3） 计算齿宽 b 及模数 mntb= dd1t=167.85mm=67.85mmd cos 67.85 cos14 mnt= =z 201。=3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度=0.318 z tan 1=0.3181tan14 =1.59（5） 计算载荷系数 k已知载荷平稳，所以取 ka=1根据 v=0.68m/s,7 级精度，由图 108 查得动载系数 kv=1.11；由表 104 查的 kh 的计算公式和直齿轮的相同，故kh =1.12+0.18(1+0

11、.612 2+0.2310-367.85=1.42由表 1013 查得 kf =1.36由表 103 查得 kh =kh =1.4。故载荷系数 k=kakvkh kh =11.031.41.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=d1t3k / kt=367.85 2.05 /1.6mm=73.6mm（7） 计算模数 mnmn=d cos 73.6 cos14 =z 201。mm=3.743按齿根弯曲强度设计 由式(1017)mn32kty cos z 2d 1 2 y y fa saf1） 确定计算参数73 。33 。3fa safa1 sa1

12、= n（1） 计算载荷系数k=kakvkf kf =11.031.41.36=1.96（2） 根据纵向重合度 =0.318 dz1tan =1.59 ，从图 1028 查得螺旋角影响系数 y 0。88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47（4） 查取齿型系数由表 105 查得 yfa1=2.724；yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表 105 查得 ysa1=1.569；ysa2=1.798（6） 计算 f f1=500mpa f2=380mpakfn1=0.95kfn2=0.98 f1=

13、339.29mpa f2=266mpa（7） 计算大、小齿轮的y yf并加以比较y y 2.74 1.569= =0.0126 339.29f 1y y 2.172 1.798 fa 2 sa 2 266f 2大齿轮的数值大。 2） 设计计算=0.01468m 32 1.96 cos 2 14 0.88 191 0.014681 20 2 1.62=2.4mn=2.54几何尺寸计算 1） 计算中心距8。z1d cos= 1mn=32.9，取 z1=33z2=165a=(z+z )m1 2 n2 cos=255.07mma 圆整后取 255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos(z+

14、z )m1 2 n2 a=13 5550”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1d2=z m1 ncosz m2 ncos=85.00mm=425mm4） 计算齿轮宽度b= dd1b=85mmb1=90mm，b2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，故以选用腹板式 为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋ii 轴：1初步确定轴的最小直径da03p 3 3.84126n 192=34.2mm2求作用在齿轮上的受力ft1=2td=899nfr1=fttanncos=337n9fa1=fttan=223n；ft2=44

15、94nfr2=1685nfa2=1115n3轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案i.ii.iii.iv.v.vi.i-ii 段轴用于安装轴承 30307，故取直径为 35mm。 ii-iii 段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 44mm。 iii-iv 段为小齿轮，外径 90mm。iv -v 段分隔两齿轮，直径为 55mm。v -vi 段安装大齿轮，直径为 40mm。vi -viii 段安装套筒和轴承，直径为 35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. i-ii 段轴承宽度为 22.75mm，所以长度为 22.75mm。2. ii-iii 段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙

16、12mm，轴承和箱体的间隙 4mm，所以 长度为 16mm。3. iii-iv 段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 90mm。4. iv-v 段用于隔开两个齿轮，长度为 120mm。5. v-vi 段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 83mm。6. vi-viii 长度为 44mm。4求轴上的载荷66 207.5 63.510fr1=1418.5nfr2=603.5n查得轴承 30307 的 y 值为 1.6fd1=443nfd2=189n因为两个齿轮旋向都是左旋。故：fa1=638nfa2=189n5精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面由于截面 iv 处受的载荷较大，直径较小，所以判

17、断为危险截面 2） 截面 iv 右侧的s =bmmw=17.5 m p a截面上的转切应力为tt=t2wt=7.64 mpat =t =b mtt2=15.982=7.99 mpa由于轴选用 40cr，调质处理，所以sb=735mpa，s-1=386 mpa，t-1=260 mpa 。（2p355 表 15-1）a) 综合系数的计算由r 2 d= =0.045 ， =1.6 d 55 d经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为as=2.23，a =1.81t，（2p38 附表 3-2 经直线插入）轴的材料敏感系数为q =0.85 ， q =0.87 s t11，（2p37 附图 3-1）故

18、有效应力集中系数为 k =1 +q (a -1) =2.05s s sk =1 +q (a -1) =1.70 t t t查得尺寸系数为es=0.72，扭转尺寸系数为et=0.76，（2p37 附图 3-2）（2p39 附图 3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为b =b =0.92 s t，（2p40 附图 3-4）轴表面未经强化处理，即bq=1，则综合系数值为k =skess+1bs-1 =2.93k =tkett+1bt-1 =2.11b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为ys=0.1，y =0.05tc) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为s =ss-1k s +y s s a sm=

19、6.92s =tk ttt-1+yta tm=24.66scas s= s t =6.66 1.5 =s s 2 +s 2s t故轴的选用安全。i 轴：1作用在齿轮上的力 fh1=fh2=337/2=168.5fv1=fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径da1=a03p1n1=17.9 mm123轴的结构设计1） 确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d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸 受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为 25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 2.5mm，所以该段 直径选为 3

20、0。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 30207 型，即该段直径定为 35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为 40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为 42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为 35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽 18.25mm，该段长度定为 18.25mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于 7mm，定为 11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短 2mm，

21、齿轮宽为 90mm，定为 88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 13.5mm、轴承与箱体内壁距 离取 4mm（采用油润滑），轴承宽 18.25mm，定为 41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装 尺寸，定为 57mm。f)该段由联轴器孔长决定为 42mm4按弯扭合成应力校核轴的强度 w=62748n.mmt=39400n.mm45 钢的强度极限为s =275 mpa p，又由于轴受的载荷为脉动的，所以a=0.6。13s =pm 2 +(at ) 2 m 3w=43mpa s piii 轴1作用在齿轮上的力 fh1=fh2=4494/2=2

22、247nfv1=fv2=1685/2=842.5n2初步确定轴的最小直径da1=a03p1n1=51.4 mm3轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度直径长度i-ii60105ii-iv70113.75iv-v7583v-vi879vi-vii799.5vii-viii7033.255求轴上的载荷 mm=316767n.mmt=925200n.mm 6. 弯扭校合w =0.1d3=0.1 603=21600 mm314dbhs =pm 2 +(at ) 2 m 1w=51.2 mpa fda，所以轴向力为faa=223，fab=52.74） 当量载荷由

23、于faafra=1.32 e，fabfrb=0.31 24000hii 轴：6、 轴承 30307 的校核 1） 径向力f = f 2ra h 1f = f 2rb h 2+f 2v 1+f 2v 2=1418.5 n=603.5 n15dbhdb2） 派生力fdaf f = ra =443 n ， f = rb2y 2y=189 n3） 轴向力由于f +fa1 db=892 +189 =1081 n fda，所以轴向力为faa=638 n，fab=189 n4） 当量载荷由于faafra=0.45 e，fabfrb=0.31 24000h60 n p1 aiii 轴：7、 轴承 32214

24、的校核1） 径向力f = f 2ra h 1+f 2v 1=842.5 nf = f 2 +f 2 =842.5 n rb h 2 v 22） 派生力fdaf f = ra =294.6 n ， f = rb2y 2y=294.6 n3） 轴向力由于f +fa1 db=294.6 +1115 =1409.6 n fda，所以轴向力为faa=1115 n，f =294.6 nab4） 当量载荷16h由于faafra=1.32 e，fabfrb=0.34 24000h键连接的选择及校核计算代号直径工作长度工作高度转矩极限应力（mm）（mm）（mm）（nm） （mpa）高速8760（单头） 1288

25、0（单头）254035683.5439.839.826.07.32轴中12870（单头）4058419141.2间轴低速201280（单头） 1811110（单头）75606010765.5925.2925.268.552.4轴由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算s =110 mpa p，所以上述键皆安全。由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 t=k t =1.5 39.8 =59.7 n m计算转矩为caa 1ka=1.5，所以考虑选用弹性柱销联轴器 tl4（gb4323-84），

26、但由于联轴器一端与电动机相连， 其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用 tl5（gb4323-84）其主要参数如下：材料 ht20017公称转矩t =125 n m n轴孔直径d =38mm1，d =25mm2轴孔长l =82 mm ， l =60mm1装配尺寸a =45mm半联轴器厚b =38mm（1p163 表 17-3）（gb4323-84）三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 t=k t =1.5 925.2 =1387.8 n m计算转矩为caa 3ka=1.5，所以选用弹性柱销联轴器 tl10（gb4323-84） 其主要参数如下：材料 ht200公