带式运输机上二级圆柱齿轮减速器课程设计

0 封面 1 目录 一、设计任务书 .、传动方案的拟定及说明 .、电动机的选择 .、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 .、计算传动装置的运动和动力参数 .、传动件的设计计算 . V 带传动设计计算 . 斜齿轮传动设计计算 .、轴的设计计算 . 高速轴的设计 . 中速轴的设计 . 低速轴的设计 .确校核轴的疲劳强度 .、滚动轴承的选择及计算 . 高速轴的轴承 . 中速轴的轴承 .2 3. 低 速轴的轴承 .、键联接的选择及校核计算 .、联轴器的选择 .一、减速器附件的选择和箱体的设计 .二、润滑与密封 .三、设计小结 .四、参考资料 .3 设计计算及说明 结果 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 运输机卷筒扭矩（ Nm） 运输带速度（ m/s） 卷筒直径（ 带速允许偏差（ %） 使用年限（年） 工作制度（班 /日） 1350 20 5 10 2 4. 设计内容 4 (1) 电动机的选择与参数计算 (2) 斜齿轮传动设计计算 (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、 传动方案的拟定及说明 如任务书上布置简图所示，传动方案采用 V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用 V 带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。 设计计算及说明 结果 5 m rD vn w 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（ 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w 3502100021000 (2) 电动机的输出功率dP 传动装置的总效率5423321 式中， 21, 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得： V 带传动 ； ；圆柱齿轮传动 ；弹性联轴器 ；卷筒轴滑动轴承 ，则 8 2 0 1 2 7 3 故 0 1 0 1 6 2 (3) 电动机额定功率0 6 3. 电动机的转速 由表 2带传动常用传动比范围 421 i，由表 2082 i，则电动机转速可选范围为 设计计算及说明 结果 7 m 0 0 2 6668 21 可见同步转速为 750r/1000r/1500r/ 3000r/里初选同步转速分别为 1000r/1500r/两种电动机进行比较， 如下表： 方案 电动机型号 额定功率（ 电动机转速（ r/ 电动机质量（ 传动装置的传动比 同步 满载 总传动比 两级减速器 1 500 1440 81 000 970 119 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 4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由表 20 20出 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(同步转速 (r/满载转速 (r/堵转转矩额定最大转矩额定转矩 8 转矩 500 1440 D E G K L × 质量（ 132 38 80 33 12 515 10 × 81 四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1. 传动装置总传动比 2. 分配各级传动比 取 V 带传动的传动比 i ，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为 7 8 6 所得32 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。 i i 2设计计算及说明 结果 9 五、 计算传动装置的运动和动力参数 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 m 44032211002. 各轴输入功率 按电动机额定功率 211003. 各州转矩 000电动机轴 高速轴 中速轴 低速轴 转速 1440 576 10 （ r/ 功率（ 矩（ ） 计计算及说明 结果 11 六、 传动件的设计计算 1. V 带传动设计计算 （ 1） 确定计算功率 由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（ V 带设计部分未作说明皆查此书 ）表 8， 工作情况系数 （ 2） 选择 V 带的带型 由 0用 （ 3） 确定带轮的基准直径v 初选小带轮的基准直径1表 8表 8小带轮的基准直径 d 1251 验算带速 v。按式 (8算带的速度 d /440125100060 01 30/5 因为 ,故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式 (8计算大带轮基准直径2 21 2 根据表 8整为 152 （ 4） 确定 V 带的中心距 根据式 (8初定中心距 000 。 A 型 d 1251 12 由式 (8算带所需的基准长度 25315()315125(250024)()(224)()(222021221002122100由表 8800d 3152 800 设计计算及说明 结果 13 按式 (8算实际中心距 a。 0 中心距变化范围为 （ 5） 验算小带轮上的包角1 90160545 . 25315(180a 180 121 dd （ 6） 确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率 由 251 和 4400 ，查表 8 根据 4400 ， i= A 型带，查表 8 于是得，表得查表 r 8 2 4 00 计算 z。 取 5 根。 （ 7） 计算单根 型带的单位长度质量 q=m，所以 00)00)(22m 应使带的实际初拉力(（ 8） 计算压轴力 1601 5 根 14 p 1 6 2 22152s 2)( 1m i i n 65)( NF p 1622)( 设计计算及说明 结果 15 2. 斜齿轮传动设计计算 按低速级齿轮设计：小齿轮转矩 ，小齿轮转速 ，传动比 （ 1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 运输机为一般工作机器，速度不高，故选 7 级精度（ 由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表 100质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者硬度差为 40 选小齿轮齿数 241 z ：大齿轮齿数 初选取螺旋角 14 （ 2） 按齿面接触强度设计 按式 (10算，即 3 211 )(12 确定公式内各计算数值 a) 试选载荷系数 6.1由图 10取区域系数 Z c) 由图 10得 ， d) 小齿轮传递的传矩 e) 由表 10取齿宽系数 17 级精度 241 z 14 16 f) 由表 10得材料弹性影响系数 g) 由图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限001 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 502 h) 由式 10算应力循环次数： 036582(15766060h 设计计算及说明 结果 17 i) 由图 10得接触疲劳寿命系数 1 K j) 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 (10 M P k) 许用接触应力 M P 175402 21 计算 a) 试算小齿轮分度圆直径计算公式得 t b) 计算圆周速度 t 1 c) 齿宽 b 及模数 o o d) 计算纵向重合度a a e) 计算载荷系数 K 由表 10得使用系数 1根据 ， 7级精度，t 18 由图 10得动载系数 04.1表 10得 轮 的 相 同 ， 故 1231.2/ 100 表 10得 K；图 10得 结果 19 故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 (10 311 g) 计算模数n 4c o o （ 3） 按齿根弯曲强度设计 由式 (103 2121co 确定计算参数 a) 计算载荷系数 b) 根据纵向重合度 ，从图 10Y c) 计算当量齿数 o o o o 查取齿形系数 n 20 由表 10得 查取应力校正系数 由表 10得 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 设计计算及说明 结果 21 由图 10得弯曲疲劳寿命系数 =式 (10 M P g) 计算大、小齿轮的 并加以比较 0 1 6 3 3 7 9. 大齿轮的数值大 设计计算 o 对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 ，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 4c o o 取 321 z ，则 （ 4） 几何尺寸计算 计算中心距 n 314co 1 1 932co 1 n 22 将中心距圆整为 233 按圆整后的中心距修正螺旋角 321 z 1192 z 设计计算及说明 结果 23 5533132332 3)11932(a r c c o r c c o s 21 a n 因 值改变不多， 故参数, 等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径 o o o o 计算齿轮宽度 d 圆整后取 00,105 21 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。 为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消 一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。 高速级 低速级 24 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 传动比 数 (3 螺旋角 中心距 (233 齿数 32 119 32 119 齿宽 (105 100 105 100 直径(分度圆 根圆 顶圆 向 左旋 右旋 右旋 左旋 设计计算及说明 结果 553313 25 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（ r ） 高速轴功率（ 转矩 T（ ） 576 2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为 d =，根据 机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式 (10 则 a o o st a NF p 1622 (3) 初步确定轴的最小直径 先按式 (15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 1120 A,于是得 30m (4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 622 26 设计计算及说明 结果 27 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 V 带轮的轴向定位， -轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d - =32V 带轮与轴配合的长度0了保证轴端档圈只压在 V 带轮上而不压在轴的端面上，故 -段的长度应比 短一些，现取 L - =75 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 - =32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 d× D× T=3580 d - =d - =35 L - =21+21=42L -=10 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=此，套筒左端高度为 d - =44 取安装齿轮的轴段 - 的直径 d - =40 L - =103 轴承端盖的总宽度为 36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=24取 L - =60 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 V 带轮与轴的周向定位选用平键 10863V 带轮 28 与轴的配合为 H7/轮与轴的周向定位选用平键 1270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/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 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角 各圆角半径见图 轴段编号 长度（ 直径（ 配合说明 - 75 30 与 V 带轮键联接配合 - 60 32 定位轴肩 - 42 35 与滚动轴承 30307 配合，套筒定位 - 103 40 与小齿轮键联接配合 - 10 44 定位轴环 - 23 35 与滚动轴承 30307 配合 总长度 313 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 30307 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=18此，轴的支撑跨距为 29 18 3=42 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 的值列于下表。 设计计算及说明 结果 30 设计计算及说 明 结果 31 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F H 11431 ， H 12622 V 22371 ， V 15162 C 截面弯矩 M 8 5 1 8 532 145551 32总弯矩 H 168 646145 551851 85 2222m a x 扭矩 118750 （ 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式 (15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 M 46)(32222 已选定轴的材料为 45质处理。由表 15得 70 1- 。因此 1 ，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 安全 32 （ r ） （ （ ） 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则 a o o st a 已知低速级齿轮的分度圆直径为 ，根据 式 (10则 设计计算及说明 结果 33 a o o st a (3) 初步确定轴的最小直径 先按式 (15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 1120 A,于是得 30m (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 -=45 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 d× D× T=45100 L - =L - =27+20=47 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=此， 34 筒右侧的高度为 取安装大齿轮出的轴段 -的直径 d - =50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 - =55又由于考虑到与高、低速轴的配合，取 L - =100 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 设计计算及说明 结果 35 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 14970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/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 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角 各圆角半径见图 轴段编号 长度（ 直径（ 配合说明 - 49 45 与滚动轴承 30309 配合，套筒定位 - 98 50 与大齿轮键联接配合 - 90 55 定位轴环 - 103 50 与小齿轮键联接配合 - 45 45 与滚动轴承 30309 配合 总长度 385 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 36 中查得 a=21此， 轴的支撑跨距为 6 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 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 81 H 61862 V 13821 V 26822 C 截面弯矩 M 4 6 0 8 7 532 3 5 3 5 3 6 232 总弯矩 H 580 8 56353 5 36460 8 752222m a x 扭矩 422360 设计计算及说明 结果 37 设计计算及说明 结果 38 （ 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式 (15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 M p aM p 32222 已选定轴的材料为 45质处理。由表 15得 701- 。因此 1 ，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（ r ） 中速轴功率（ 转矩 T（ ） 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则 a o o st a (3) 初步确定轴的最小直径 先按式 (15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取 1120 A，于是得 30m 安全 39 (4) 轴的结构设计 1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 设计计算及说明 结果 40 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 - =64联轴器与轴配合的毂孔长度 07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 短一些，现取 L -=105 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 - =65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 d× D× T=7015038 d - =d - =70 L - =38L - =38+20=58 左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表 15得 30314 型轴承的定位高度 h=6此，取得 d - =82端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为 6 取安装齿轮出的轴段 -的直径 d - =75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 100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 - =98 轴承端盖的总宽度为 30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=30取 L - =60 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 41 3） 轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的联接，选用平键为 181180联轴器与轴的配合为 H7/轮与轴的联接，选用平键为 201280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/ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15 轴端倒角 各圆角半径见图 轴段编号 长度（ 直径（ 配合说明 - 38 70 与滚动轴承 30314 配合 - 10 82 轴环 - 98 75 与大齿轮以键联接配合，套筒定位 - 58 70 与滚动轴承 30314 配合 - 60 68 与端盖配合，做联轴器的轴向定位 - 105 63 与联轴器键联接配合 总长度 369计计算及说明 结果 42 43 设计计算及说明 结果 （ 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=31此，轴的支撑跨距为 42756721 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 的值列于下表。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F H H V V B 截面弯矩 M 2 6 4 2 0 411 362325 22 总弯矩 H 448 4 23362 3 25264 2 042222m a x 扭矩 1370920 （ 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式 (15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 44 M 32222 已选定轴的材料为 45质处理。由表 15 得 701- 。因此 1 ，故安全。 （ 7） 精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处 过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面 B 上的应力最大。 截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 B 上虽 然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面 B 不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。 安全 设计计算及说明 结果 45 2） 截面 左侧 抗弯截面系数 3333 抗扭截面系数 3333 8 4 3 7 截面 左侧的弯矩为 1 6 14 3 275 48754 4 84 2 3 截面 上的扭矩为 1370920 截面上的弯曲应力 M P 18 71 6 14 3 2 截面上的扭转切应力 M P T 3 7 51 3 7 0 9 2 0 轴的材料为 45质处理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表 3 经插值后可查得 又由附图 3得轴的材料的 敏性系数为 故有效应力集中系数为 qk 由附图 3尺寸系数 由附图 3扭转尺寸系数 轴按磨削加工，附图 3表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即 q=1，则得综合系数值为 46 结果 47 33得碳钢的特性系数 , 取 ； , 取 ； 于是，计算安全系数式 (15 (15得 5 51 222 SS 故可知其安全。 3） 截面 右侧 抗弯截面系数 3333 3 4 3 0 抗扭截面系数 3333 6 8 6 0 截面 右侧的弯矩为 1 6 14 3 275 48754 4 84 2 3 截面 上的扭矩为 1370920 截面上的弯曲应力 M P 30 01 6 14 3 2 截面上的扭转切应力 M P T 6 0 01 3 7 0 9 2 0 轴的材料为 45质处理。由表 15得 2 0 0 M P a,3 5 5 M P a,7 3 5 M P a 11b 安全 48 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附 表 3 设计计算及说明 结果 49 经插值后可查得 又由附图 3得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为 qk 由附图 3尺寸系数 由附图 3扭转尺寸系数 轴按磨削加工，附图 3表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即 q=1，则得综合系数值为 33得碳钢的特性系数 , 取 ； , 取 ； 于是，计算安全系数式 (15 (15得 5 51