机械设计课程设计 减速器 齿轮

1、装 订 线 带式输送机传动装置设计说明书 西 北 工 业 大 学 目录1 设计方案 22 电动机的选择 33 总传动比及其分配 44 计算传动装置的运动和动力参数 45 带传动的设计 56 齿轮传动的设计 7高速级齿轮的设计 7低速级齿轮的设计 9 7 轴的设计 12高速轴的设计 13中速轴的设计 14低速轴的设计与校核 158 键的校核 18低速轴上键的校核 209 轴承寿命的验算 20低速轴上轴承的寿命校核 2010 润滑与密封 21润滑 21密封 2211 设计小结 2212 参考文献 221设计方案1.1传动简图的拟定(1) 带式输送机传动系统方案，如下图所示：图1 B6型带式运输机及

2、其二级圆柱齿轮减速器设计传动简介：带式输送机由电机驱动，电机通过带传动，将动力传入减速器，再经联轴器传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用两级同轴式圆柱齿轮减速器。(2) 设计参数表：数据编号运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1卷筒直径D/mm6D57000.75430(3) 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5。(4) 设计要求：1、完成设计说明书。2、完成带式传输装置总体设计，减速器部分装配图一份、零件图三份。3、总结设计经验。2电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机

3、卧式封闭结构380V。(1) 电动机容量的选择。根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。工作机所需功率：电动机至工作机传动总效率：带传动效率=0.96；闭式齿轮传动效率：=0.98;滚动轴承传动效率：=0.99; 弹性联轴器传动效率：=0.99；传动系统总效率 := =0.859所需电动机功率: =/=4.45/0.859=5.184kw根据表17-7的 Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据可以确定，满足条件的电动机额定功率可取5.5 kw。(2) 电动机转速选择：根据已知条件，计算知输送机滚筒的工作转速： 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取 =840n= （840）×33.3=26

4、6.4-1332r/min根据表17-7的 Y系列（IP44）三相异步电动机技术数据可以初步选同步转速为1000r/min、1500r/min和3000r/min的电机，对应于额定功率为5.5kw的电动机号分别取Y132M2-6型、 Y132S-4型和Y132S1-2型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：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）总传动比电动机质量（kg）一Y132M2-65.5100096027.5i84二Y132S-45.51500144041.2i68三Y132S1-25.53000290082.96i64方案比较

5、：一：传动比较小，传动装置外轮廓尺寸最小，结构紧凑，但是电动机质量过大；二：传动比适中，传动装置外轮廓尺寸较小，结构紧凑，且电动机质量相对较小； 三：电机重量最轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑；综上分析知，方案二最好，即选用Y132S-4。3 传动比的分配1带式输送机传动系统总传动比=1440/33.3=43.2初步确定带传动的传动比为=3所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比：一级圆柱齿轮减速器的传动比为：传动系统各传动比分别为：4传动系统的运动和动力参数计算传动系统中，各轴的转速，功率和转矩计算。电动机主轴：减速器高速轴1：减速器中间轴2：减速器低速轴3：输送机滚筒轴4：传动参数

6、数据表电机轴轴1轴2轴3轴4功率P/kw5.55.285.074.874.77转矩T/(N.m)36.48110.0392.11396.71368.0转速n/(r/min)1440458.3123.533.333.3传动比i3.143.713.711效率0.960.960.960.98 5 带传动设计根据带的工作情况,电动机额定功率为，转速为，传动比为，根据工作情况取。1 确定计算功率:2 选择v带的带型:根据、，查阅相关表，拟选用A型带，取小带轮。3 确定带轮的基准直径，并检验带速v：1) 初选小带轮的基准直径：查阅相关表，取小带轮的基准直径为=95mm。2) 验算带速v：根据因为5m/s&

7、lt;v<30m/s，故带速合适。3) 计算大带轮的直径： 根据相关表，圆整为。4 确定v带的中心距a和基准长度1) 初选: 根据，初选。2) 计算带所需的基准长度：查相关表，选带的基准长度。3) 计算实际中心距：5 验算小带轮上的包角：6 计算带的根数：1) 计算单根v带的额定功率：根据=95mm、，查相关表得出。根据，查相关表得出。查相关表，。计算。2) 计算v带的根数z：（根），取6根。7 计算单根v带的初拉力最小值：查相关表，A型v带单位质量q=0.1kg/m。应保证带的实际初拉力。8 计算压轴力：压轴力的最小值为：。6 齿轮传动设计(一) 低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1.

8、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1) 按图1所示的传动方案，并考虑到斜齿轮的传动平稳性、承载能力大的优点，确定两级减速器选用斜齿圆柱齿轮。2) 带式输送机为一般机器，故选用精度为8级。3) 材料选择：按照软齿面闭式齿轮设计，小齿轮材料为40Cr（调质处理），硬度为280HBS，大齿轮材料为钢（调质处理），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS，满足要求。4) 选小齿轮的齿数，大齿轮齿数。2. 按齿面接触强度设计(1) 确定公式中各计算值 初选螺旋角为。1） 试选=1.62） 查相关图表，选取区域系数为。3） 由表10-7，选取齿宽系数为。4） 由表10-6，查的材料的弹性影响系数为

9、。5） 由图10-26，。6） 查表得接触疲劳强度极限小齿轮的接触疲劳极限：，大齿轮的接触疲劳极限：。7） 应力循环次数：8） 由图10-19，取接触疲劳寿命系数：， 9） 确定许用接触应力 ：取安全系数(2) 设计计算1） 试算小齿轮分度圆直径2） 计算圆周速度vv=0.5105m/s3） 计算齿宽b及模数 4） 计算纵向重合度 5） 计算载荷系数 k查表10-2,得使用系数=1.2；根据v=0.5348 m/s ,8级精度,由图10-8得动载系数=1.05；由表10-4 得；由图10-13查得；由表10-4 得6） 按实际的载荷系数校正分度圆直径 =mm=91.526mm7） 计算模数(3

10、) 按齿根弯曲疲劳强度(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数2) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数3) 计算当量齿数 4) 查齿形系数由表10-5查得 5) 查应力校正系数 6) 取齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-20c查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮弯曲疲劳强度极限 7) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 8) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数9) 计算大小齿轮的与，并加以比较，取其中较大值代入公式 大齿轮的数值大，应按大齿轮校核齿根弯曲疲劳强度(2) 设计计算对比计算结果吧，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 ，已可以满足

11、弯曲强度。但是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。 ，取为30；，取为111。(4) 几何尺寸计算（1） 计算中心距将中心距圆整为218mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度 圆整后取、。项目d/mmzmnBb材料旋向高速级齿轮192.7730310040Gr左齿轮2343.231119545#右低速级齿轮392.7730310040Gr左齿轮4343.231119545#右 所设计为同轴式减速器，为简便，两级减速拟用相同齿数、模数的齿轮对。6 轴的结构设计级别高

12、速级低速级第一级30111第二级301113.03.0/mm3.09223.09221齿宽/mm；（一） 高速轴的设计已知参数：， 1求作用在齿轮上的力 2初步确定轴的最小直径 按参考文献，初步估算轴的最小直径。选择轴的材料为45#钢，调质处理。 由于高速轴上有两个键槽，故直径需要相应的增大：圆整后，初步确定高速轴1的最小直径为。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示:（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1）为了满足带轮的轴向定位要求，1-2轴段，左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，现取。2）初步选择滚动轴承轴承同时受有不大径向力和轴向力的作用，选用深沟球轴承。参

13、照工作要求，由轴承产品目录中初步选取轴承6209。并根据其定位、密封等要求确定2-3段轴长度为88mm。3）已知高速级齿轮轮毂长b=100mm,且用甩油环左端定位，故3-4段轴直径为50mm，长度小于齿轮宽度为98mm。4）4-5段设计轴肩定位，直径为60mm，长度为7mm。5）5-6段设计轴肩定位，直径为50mm。轴承选用6210。根据定位要求，结合同轴式的轴承座特点，确定该段轴的长度为34mm。6）轴承盖的直径为125mm。（3）轴上零件的周向定位:带轮周向用键定位，根据轴的直径，查相关文献，选A型普通平键，尺寸为，长度为80mm。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺

14、寸公差为k6。齿轮与轴的配合，选用A型普通平键，尺寸为：，长为80mm，配合为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：查阅参考文献2表15-2，轴端倒角为，保证定位轴肩的圆角半径小于对应零件的圆角半径。（二）中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力中速轴小齿轮的分度圆直径为: 由高速轴受力分析和力的对称性，可得，中速轴大齿轮的受力为，2初步确定轴的最小直径查阅相关文献，初步估算中间轴的最小直径。选轴的材料为45#钢，调质处理。 由于中间轴上有两个键槽，故直径需要相应的增大：圆整后，初步确定中间轴的最小直径为3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径

15、和长度1）初步选择滚动轴承。轴承同时受有较大径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，代号为30209。结合最小直径要求，设计1-2段直径为45mm，根据选定轴承的宽度，甩油环的尺寸，确定1-2段轴的长度为44mm。2）2处为非定位轴肩，故取安装大齿轮的轴段2-3的直径为50mm。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，2-3段长度应略短于轮毂宽度，故取为93mm。齿轮右端3处，采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d,故取h=5mm，则3-4段轴的直径为60mm。3）4处采用轴肩定位，h=5mm，故4-5段直径为50mm，齿轮的右端与右轴承之间采用甩油环端面定位。已知

16、齿轮轮毂的宽度为100mm，为了定位可靠，此轴段应略短于轮毂宽度，故取为98mm。 4）轴端盖的直径为125mm。5）右端轴承由于直径同左端，故选用单列圆锥滚子轴承30209。根据定位要求，确定5-6段轴的长度为40mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用A型普通平键连接。根据轴的长度及直径，2-3段选用键的截面尺寸为,长度为80mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮与轴的配合为。同理，4-5段选用键的截面尺寸为,长度为90mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为。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k6

17、。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查阅参考文献2表15-2，取轴端倒角为，保证定位轴肩的圆角半径小于对应零件的圆角半径。（三）低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受中间轴的力分析可知：，,2初步确定轴的最小直径 查阅相关文献，初步估算低速轴轴的最小直径。选取轴的材料为45#钢，调质处理。 由于低速轴上有两个键槽，故直径需要相应的增大：圆整后，初步确定低速轴的最小直径为。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图所示。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）右端连接联轴器，根据直径60mm，查相关文献，确定1-2段长度为142mm，2处轴肩为5mm，故2-3段的轴径为70m

18、m，并且考虑到安装联轴器时操作方便，2-3段外伸端为10mm。2）初步选择滚动轴承。轴承主要受径向力和轴向力的作用，故选用代号为30124的单列圆锥滚子轴承。结合箱壁厚度，轴承端盖和甩油环的安装要求，确定2-3段轴的长度为97mm。3）取安装齿轮段的直径为74mm，齿轮的右端采用轴肩定位。已知齿轮轮毂宽度为95mm，为了定位可靠，此段应略短于轮毂宽度，故取93mm。轴肩的高度h>0.07d,故取h=7mm, 得轴环处的直径为88mm，轴环宽度b>1.4h，取为10mm。4)设计5-6段的轴径为75mm，选用代号为30215的单列圆锥滚子轴承，根据所选轴承的宽度，甩油环的宽度，设计5

19、-6段轴的长度为40mm。4）轴承盖的宽度为175mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。（3）轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用A型普通平键连接，根据轴直径为60mm，选择联轴器与轴连接的A型普通平键的尺寸，长度为125mm，截面尺寸为。同理，齿轮与轴连接的A型普通平键为，长度为80mm。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k6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸查阅参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径，保证定位轴肩的圆角半径小于对应零件的圆角半径。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（如下），在确定轴承的支点位置时，

20、应从手册中查取a值。对于30214,、30125，由手册查得a1=25.9mm,a2=27.4。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。从轴的结构图、弯距图和扭距图中，可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由参考

21、文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上齿轮处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=20mm,高度h=12mm，键长L=80mm。轴的材料为45#钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=80mm-20mm=60mm,键与链轮键槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由参考文献2式（6-1）可得每个平键 Mpa故挤压强度足够。2) 低速轴上外伸处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=18mm,高度h=11mm,键长L=125mm。轴的材料为45#钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。键的工作长度l=L-b=125mm-14 mm=111mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。9 轴承寿命的验算已知参数，。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30215的基本额定动载荷C=132000N。1.求两轴承受到的径向载荷和 2. 对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，其中Y是对应的Y值。查手册可知Y=1.4，因此