带式运输机的二级圆柱直齿轮减速器

1、 机械设计基础课程设计说明书 设计题目 带式运输机的二级圆柱直齿轮减速器 机电工程学院 院(系) 过程装备与控制工程 专业班级 装控11-3 学号 11024100301设 计 人 包其链 指导教师 莫才颂 完成日期 年 月 日广东石油化工学院目录一、机械设计课程设计任务书(一) .3 1、设计题目 .3 2、原始数据 .3 3、工作要求 . .3 二. 传动装置总体设计 .3 1、传动方案.32、电动机的选择 .4 3、分配传动比 .6 4、传动装置的运动和动力参数计算 .6 三. 传动零件的设计计算 .7 1、减速器以外的传动零件设计计算 .7 2、减速器以内的传动零件设计计算 .10 四

2、、轴承的选择.17 1、初估轴径.17 2、初选轴承.18 五、联轴器的选择 .18 六、轴的设计计算.18 1、高速轴的设计.18 2、中速轴的结构设计.24 3、低速轴的结构设计.30 七、轴的寿命计算及键校核.35 1、各轴轴承寿命计算.352、键的校核.36八、 减速器的润滑及密封形式选择 .38 1.齿轮的润滑.382滚动轴承的润滑.383.密封.39九、主要尺寸及数据1、箱体尺寸.392、参考文献.39十、设计心得.40一、机械设计课程设计任务书(一)1、设计题目：带式运输机的二级圆柱直齿轮减速器简图如下：2、原始数据：带工作拉力F（N）1600带速度V(m/s)2.4卷筒直径D（

3、mm）4003、工作要求：每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为。 二、传动装置总体设计1、传动方案（1）外传动为V带传动。（2）两级展开式圆柱齿轮减速器。（3）方案简图如下：（4）该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速。传动比的范围8到40左右。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动

4、机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）计 算 与 说 明主要结果(1)工作机所需功率： 以下为各所需零件选取的效率（参考课设表2-3）传送带的效率：一对滚动轴承的效率 ： =h 齿轮传动的效率： （暂定精度为8级） 弹性联轴器的效率：传动滚筒的效率：(2)电机到工作机之间的总效率:(3)原动机功率： 取则电动机转速可选范围: (4)现以同步转速为1500r/min 及3000r/min两种方案进行比较，查课设表14-1(P168)得电动机数据,

5、计算总传动比列于下表：方案号电动机型号额定功率 (kW)同步转速 (r/min)满载转速 (r/min)电动机 质量(kg)总传动比1Y132S-45.5150014406812.572Y132S1-25.5300029006425.31由上表可知，两个选择方案的电动机质量相当,但方案一的总传动比小,传动装置尺寸小, 为使传动装置结构紧凑，决定选用方案一,电动机为Y132S-4型 电动机外型、安装尺寸（见课设表14-2）型号：Y132S 、 H:112 、 A:216 、B:140 、C:89 、 D:28 E:60 、 F*CD:10*8 、C:33 、K：12 、b:280 、 b1:21

6、0 b2:135 、 h:315 、AA:60 、 BB:200 、 HA:18 、L1:475技术数据：额定功率（） 5.5 满载转矩（） 1440 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.3 3、分配传动比（1）总传动比 取 4、传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴转速轴 轴 轴 （2）各轴功率轴 轴 轴 （3）各轴转矩轴 轴 轴 三、传动零件的设计计算1、减速器以外的传动零件设计计算(1)V带设计：外传动带选为普通V带传动 (2)确定计算功率： 由机械设计表2-10查得工作情况系数 所以由式 (3)选择V带型号根据，查图2.17(机械设计)选A型V带。(4)确定小带轮和大带轮基准直径

7、、 ，并验算带速查表2-4（机械设计）不小于75mm，选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）从动带轮直径 (5)实际传动比 传动比相对误差 （故允许）(6)从动轮转速 (7)验算带速V（在5-20m/s范围内，带速合适）(8)确定中心距和带长并验算小带轮包角由式 得 初步选取中心距 取按式(2.1机械设计)求带的计算基础准长度由表2-2选用基准长度（9）由式（2.24）计算中心距:a (10)确定中心距调整范围 （11）验算小带轮包角 由式(5-11机设) （包角合适） (12)确定V带根数Z a、表（2-5机械设计）查得=125 =1200r/min及=1450r/min时，单根普通V带的额

8、定功率分别为1.66Kw和1.92Kw，用线性插值法求=1440r/min时的额定功率值。 同理可得： b、设计）查得 c、表查得（2-9机械设计）查得包角系数 d、表(2-2机械设计)查得长度系数 e、V带根数Z，由式（5-28机设） 取Z=4根 (13)V带初拉力，q由表(2-1机械设计)查得q=0.1kg/m。由(12.27机械设计)得。 (14)的压力，由式（2.29机械设计）得 (15)的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径采用实心式结构。大带轮基准直径，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。2、减速器以内的传动零件设计计算（1）高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）a、齿轮的材料，精

9、度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按机械设计表4-2选取，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度240HBS，大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度220HBS，齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为疲劳点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1*i=34×2.23=76。b、确定许用应力由图（4.19-3）选取材料的接触疲劳极限为： =690MPa =570MPa由图（4.21-3）选取材料的弯曲疲劳极限为：=590MPa =420MPa查表4-10，取=1.1，=1.25c、应力循环次数N计算N1 =60×1440/2×8

10、5;365×10=1.26× N2= N1/u=1.26×/2.24=5.63×由图4.20查得接触疲劳寿命系数: 由图4.22查得弯曲: 由图4.23查得尺寸系数：=1d、求许用接触应力和许用弯曲应力 e、齿面接触疲劳强度计算1) 计算工作转矩: 2) 初步计算小齿轮直径: 查表机械设计4-8,取=96 查表机械设计4-7齿宽系数=1 取 则齿宽=60mm3) 按齿面接触疲劳强度设计，由式（4-9） 因工作机有中等冲击, 由机械设计表4-4查得则由机械设计查图4.9得,图4.12查得 取K=1.2,则, 4)计算齿面接触应力查机械设计图4.14得,查表

11、4-6得则 = 取m=2mm 则 5）校核齿根弯曲疲劳强度由图4.18查得，查图4.16得因 所以由式(4.11)得校核大小齿轮的弯曲强度： 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求6) 确定传动主要尺寸取 大小齿轮符合要求。(2) 低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） a、齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表4-2选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=35,则Z2=Z1i=35×2.71=95. 齿面硬度大齿轮取220HRW，小齿轮取240HRW.

12、b、确定许用应力由图（4.19-3）选取材料的接触疲劳极限为： =690MPa =570MPa由图（4.21-3）选取材料的弯曲疲劳极限为：=590MPa =420MPa查表4-10，取=1.1，=1.25c、应力循环次数N计算N1 =60×323×8×365×10=5.66× N2= N1/u=5.66×/2.71=2.09×由图4.20查得接触疲劳寿命系数: 由图4.22查得弯曲: 由图4.23查得尺寸系数：=1d、求许用接触应力和许用弯曲应力 e、齿面接触疲劳强度计算1)计算工作转矩: 2)初步计算小齿轮直径: 查表机

13、械设计4-8,取=96 查表机械设计4-7齿宽系数=1 取 则齿宽=80mm3）按齿面接触疲劳强度设计，由式（4-9） 因工作机有中等冲击, 由机械设计表4-4查得KA=1.5则由机械设计查图4.9得Kv=1.05,图4.12查得K=1.08取K=1.2,则, 4)计算齿面接触应力查机械设计图4.14得,查表4-6得则 = 取m=2mm则 (3) 计算几何尺寸 取b1=70mm b2=70-10=60mm5）校核齿根弯曲疲劳强度由图4.18查得，查图4.16得因 所以由式(4.11)得校核大小齿轮的弯曲强度： 大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求6) 确定传动主要尺寸 大小齿轮符合要求总结：高速级 低

14、速级 四、轴承的选择1、初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表6.1,得,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.查机械设计表6-3取则: 所求Dmin为受扭的最细部分，即带轮的轴径。该处有个键槽，故应增大5% 2、初选轴承1轴选轴承为6008，2轴选轴承为6009，3轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:=40mm，=45mm， =60mm五、联轴器的选择联轴器所传递的标称扭矩:T=397.85Nm,取工作情况系数计算转矩 所以联轴器选择为LX3型弹性联轴器 GB/T 5014-2003，其主要性能参数及尺寸如下：公称转矩：1250Nm 许用转速：4750r/min 轴孔直径轴也长度L:

15、112mm D:160 b=36 s=2.5 转动惯量：0.026六、轴的设计计算1、高速轴的设计（1）选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.（2）结构设计（高速轴作设计）为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.（3）各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴1段安装轴承6008,故该段直径为=40mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为=44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为=53mm。5段装轴承，直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件，但考

16、虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。（4）各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承6008的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，=35mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为=66mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算1.4h；取L3=11mm，4段：=86mm。为轴承6008宽度加上挡油圈长度加上套筒长度，取L5=35mm。=50mm，7段同大带轮同宽，取=（Z-1）·e+2·f

17、=64mm。其中L4，L6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距=59.5mm，=139.5mm，=89.5mm。（5）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接，分别为14*60 GB1996-2003及键10*60 GB1996-2003。（6）轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径均为1mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45.（7）轴的受力分析计算扭矩 计算支座反力。 在水平面

18、上 在垂直面上 在水平面上 在垂直面上 合成弯矩因单向运转，视扭矩为脉动循环，则当量弯矩为(8)轴的受力简图,弯矩图,画转矩图,当量弯矩图如下：按当量弯矩校核轴的强度。由图可见，c处当量弯矩最大，故对此截面校核。c处的强度由式子得由表查得对于45钢，故轴的强度足够。（9）判断危险截面显然，如图所示，截面C,D，E,F,只受到扭矩的作用，键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面不许校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，齿轮处过盈配合所引起的应力最严重。所以只需校核齿轮处的截面即可。由于这截面有应力集中且当量弯矩较大，

19、比较危险，下面对此截面进行安全系数校核。（10）轴的安全系数校核:由表查且计算得a、疲劳极限及等效系数：所以对称循环疲劳极限。由附表8得脉动循环疲劳系数。由附表8得等效系数为b、齿轮左端截面上的应力1）弯矩.由线性插值得出 2）弯曲应力幅 3）平均弯曲应力 4）扭转切应力 5）扭转切应力幅和平均扭转切应力 6）、应力集中系数：1）有效应力集中系数。因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，则由附表1查得由附表6查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表5查得质量系数.则7）安全系数显然该截面安全的。c、截面右侧1）弯矩。由线性插值得出 2）弯曲应力幅 3）平均弯曲应力 4）扭转切应力 5）扭转切应力幅

20、和平均扭转切应力 7）应力集中系数：8）有效应力集中系数。因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，则由附表1查得由附表6查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表5查得质量系数.则安全系数显然S>,该截面截面右侧安全。（11）绘制轴的零件图2、中速轴的结构设计(1).各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6009,故该段直径为45mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为49mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为58mm。齿轮左端面距离箱壁有一段，可用套筒进行固定。4段装齿轮，直径和2段一样为49mm。5段装轴承，但考

21、虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取5段为45mm，同样该齿轮右端面距离箱壁有一段，也用套筒进行固定。（2）各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承6009的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm，=41mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为=56mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算= 10mm，4段：=68mm。为轴承6009宽度加上挡油圈长度再加上套筒的长度，即L5=41于是，可得轴的支点上受力点间的跨距=60mm，=74mm，=66mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大齿轮均采用A型普通平键

22、联接，分别为14*52 GB1996-2003及键14*62 GB1996-2003。（4）.轴上倒角与圆角为保证6009轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45.（5）轴的受力分析由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将计算出的两个截面处的，的值列于下表25轴的载荷分析图：载荷水平面垂直面支反力 弯矩合成弯矩扭矩弯矩当量因单向运转，视扭矩为脉动循环，则 (6)轴的受力简图,弯矩图,画转矩图,当量弯矩图如下：（6）按弯扭合成应力校核轴

23、的强度按当量弯矩校核轴的强度。由图可见，截面当量弯矩最大，故对此截面校核。截面处的强度由式子得由表查得对于45钢，故轴的强度足够。（7）判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，齿轮处过盈配合所引起的应力最严重。所以需校核截面A,B，C,D（即齿轮处的截面）即可。由于这截面有应力集中且当量弯矩较大，比较危险，下面对此截面进行安全系数校核。（8）轴的安全系数校核:由表查且计算得a、疲劳极限及等效系数：所以对称循环疲劳极限。由附表8得脉动循环疲劳系数。由附表8得等效系数为b、大齿轮左端A截面上的应力1）弯矩.由线性插值得出 2）弯曲应力幅 3）平均弯曲应力 4）扭转切应力 5）扭转切应力幅和

24、平均扭转切应力 6)应力集中系数：有效应力集中系数。因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，则由附表1查得由附表6查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表5查得质量系数.则7）安全系数显然该截面安全的。同理可得，B,C,D截面的安全系数为： 显然S>,B、C、D截面也安全。8）绘制轴的零件图3、低速轴的结构设计：（1）初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6012,故该段直径为60mm。2段装齿轮，为了便于安装，取2段为64mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取3段为73mm，5段装轴承，与1段直径一样，取5段为60mm，4段最后取6

25、8mm，6段取54mm,7段安装联轴器，直径取48mm.（2）各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承6012的宽度加上挡油圈的长度再加上套筒再加上2mm，=48mm。2段应比齿轮宽略小2mm，为=58mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算= 11mm， 和轴承6012同宽，L5=18，最后确定L4=85mm,L6=55mm,L7安装联轴器，L7=112mm。于是，可得从左端到右端轴的支点上受力点间的跨距=120mm，=135mm，=67mm。（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与联轴器均采用A型普通平键联接，分别为18*54 G

26、B1996-2003及键14*106 GB1996-2003。（4）轴上倒角与圆角为保证6012轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45.（5）轴的受力分析a、计算扭矩b、计算支座反力。 c、在水平面上d、在垂直面上e、在水平面上f、在垂直面上 因单向运转，视扭矩为脉动循环，则截面C处的当量弯矩为(6)轴的受力简图,弯矩图,画转矩图,当量弯矩图如下按当量弯矩校核轴的强度。由图可见，截面C当量弯矩最大，故对此截面校核。截面C处的强度由式子得由表查得对于45钢，故轴的强度足

27、够。（7）判断危险截面显然，如图所示，截面A,B，C,D,只受到扭矩的作用，键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面不许校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，齿轮处过盈配合所引起的应力最严重。所以只需校核齿轮处的截面即可。由于这截面有应力集中且当量弯矩较大，比较危险，下面对此截面进行安全系数校核。（8）轴的安全系数校核:由表查且计算得a、疲劳极限及等效系数：所以对称循环疲劳极限。由附表8得脉动循环疲劳系数。由附表8得等效系数为b、齿轮左端E截面上的应力1）弯矩.由线性插值得出 2）弯曲应力幅 3）平均弯曲应力 4）

28、扭转切应力 5）扭转切应力幅和平均扭转切应力 7）应力集中系数：有效应力集中系数：因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，则由附表1查得由附表6查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表5查得质量系数.则8）安全系数显然该截面安全的。c、齿轮右侧F截面1）弯矩.由线性插值得出 2）弯曲应力幅 3）平均弯曲应力 4）扭转切应力 5)扭转切应力幅和平均扭转切应力 6)应力集中系数：有效应力集中系数:因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，则由附表1查得由附表6查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表5查得质量系数.则7)安全系数显然S>,该截面截面右侧安全。（9）绘制轴的零件图七、轴的寿命计算及键校核

29、1、各轴轴承寿命计算（1）高速轴轴承寿命计算轴承的型号为6008，查手册得=17kN查机械设计表7-9得，相对轴向载荷计算当量动载荷 查表7-10取=1.2，径向载荷系数X和轴向载荷系数Y分别为X=1，Y=0 =1.2×（1×224）=268.8 N验算6008的寿命左边轴承： 右边轴承：（2）中速轴轴承寿命计算 该轴承的型号为6009，=21kN查机械设计表7-9得，相对轴向载荷计算当量动载荷 查表7-10取=1.2，径向载荷系数X和轴向载荷系数Y分别为X=1，Y=0 =1.2×（1×887）=1064.4 N验算6009的寿命左边轴承：右边轴承：（3

30、）低速轴轴承寿命计算轴承的型号为6012，查手册得=31.5 kN查机械设计表7-9得，相对轴向载荷计算当量动载荷 查表7-10取=1.2，径向载荷系数X和轴向载荷系数Y分别为X=1，Y=0 =1.2×（1×507）=608.4 N验算6008的寿命左边轴承： 右边轴承：2、键的校核（查表许用挤压应力）键1 14×8 L=60 GB/T 1096-2003 则强度条件为 所以键的强度足够键2 10×8 L=60 GB1096-79 则强度条件为所以键的强度足够同理可得键3，键4，键5，键6强度均小于110MPa八、减速器的润滑及密封形式选择1.齿轮的润滑

31、因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑，3.密封为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。九、主要尺寸及数据1、箱体尺寸:箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度=12mm箱盖凸缘厚度 =12mm箱座底凸缘厚度=20mm地脚螺钉直径=M16地脚螺栓数目n=6轴承旁联接螺栓直径=M12机座、机盖连接螺栓直径联接螺栓d2的间距=150mm轴承端盖螺钉直径= M8定位销直径d=6mm、至外箱壁的距离分别为18mm、18 mm、13 mm、至凸缘边缘的距离分别为 16mm、11 mm轴承旁凸台半径=10mm凸台高度根据