带式运输机传送装置机械设计二级齿轮减速器.doc

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1、目 录一、传动装置的总体设计4(一)设计题目41.设计数据及要求：42.传动装置简图：4（二）选择电动机41.选择电动机的类型42.选择电动机的容量43.确定电动机转速5（三）、计算传动装置的总传动比51.总传动比为：52分配传动比：5（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数51.各轴的转速52.各轴的输入功率63.各轴的输出转矩6二.传动零件的设计计算7（一）、高速齿轮传动71选择材料、热处理方式及精度等级72.初步计算传动主要尺寸73.计算传动尺寸9（二）、低速速齿轮传动（二级传动）111选择材料、热处理方式及精度等级112.初步计算传动主要尺寸113.计算传动尺寸13（三）验证两个大齿轮润

2、滑的合理性15（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。16三.轴的设计计算16(一)高速轴(即轴)的设计计算161. 轴的基本参数-轴：162.选择轴的材料163.初算轴径174.轴承部件的结构设计175.轴上键校核设计186轴的强度校核187.校核轴承寿命20(二)中间轴(即轴)的设计计算211. 轴的基本参数-轴：212.选择轴的材料213.初算轴径214.轴承部件的结构设计225.轴上键校核226轴的受力分析237.校核轴承寿命25(三)输出轴(即轴)的设计计算261. 轴的基本参数-轴：262.选择轴的材料263.初算轴径264.轴承部件的结构设计275.轴上键校核276.轴的

3、强度校核287.校核轴承寿命31(四)整体结构的的最初设计311.轴承的选择312.轴承润滑方式及密封方式323.确定轴承端盖的结构形式324确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸32四.设计参考文献:33一、传动装置的总体设计(一)设计题目课程设计题目为：带式运输机传送装置1.设计数据及要求：设计的原始数据要求：F=2200N；d=250mm；v=0.9m/s机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：微振；机器最短工作年限：四年2班。2.传动装置简图：（二）选择电动机1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.选择电

4、动机的容量工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由表9.1取。则：所以电动机所需要的工作功率为：3.确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：。根据电动机类型、容量和转速，由本书的表14.1或有关手册选定电

5、动机型号为Y112M-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132S-63.09602.02.0电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGDGKY112M-6112190140702860872412项：bb1b2hAABBHAL12451901152655018015400（三）、计算传动装置的总传动比1.总传动比为：2分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴轴轴卷筒轴2.各轴的输入功率轴轴轴卷筒轴3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为

6、所以： 轴轴轴卷筒轴将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴2.4296010.99轴2.409604.40.95轴2.28213.03.150.95轴2.1768卷筒轴2.106810.97二.传动零件的设计计算（一）、高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到此考虑到卷筒机传递功率约3kW，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用40Cr，表面淬火，由表6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为4855HRC，选用7级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强

7、度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25），即式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩2) 初选,（根据多次设计计算知道此值不会根切，后面予以说明计算校验，最小根切齿数）则，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，选取，则。3)初选。4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:则查图6.22查得重合度系数5)硬齿面非对称布置，按表6.6选取6)由式(6.2)，轴面重合度：由图6.28查得：螺旋角系数：7) 当量齿数：由(参考文献1)图6.20查得：由(参考文献1)图6.21查得：（均由插值得到）8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式6.29，即算得。由图8.29h查得接触疲劳极限应力由表8.7查得安

8、全系数小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：由图8.32查得寿命系数故需用弯曲应力所以则，初算模数：3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数K由表6.3查得使用系数（微振）由图6.7查得动载系数由图6.12查得齿向载荷分布系数由图6.7查得齿间载荷分布系数则（2)对进行修正，并圆整为标准模数圆整后取（3)计算传动尺寸中心距：圆整为 则修整螺旋角所以取 (3)校核最小不根切齿数：则 ，则可知不会发生根切现象(4)校核齿面接触疲劳强度由式(6.20)，即式中各参数：1）K、T1、b、值同前2)齿数比3)查表6.5得弹性系数4) 查表6.15得节点区域系数5) 查表6.16得重合度系数6) 查表6.26得重

9、合度系数7) 查式8.26，许用接触应力由算得由图6.29g查得基础疲劳接触疲劳极限应力由图6.30查得寿命系数由图6.7查得安全系数，故则即满足齿面接触疲劳强度。(6)计算齿轮传动其他尺寸高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距a小2.541.025301612.839100mm大158.9752562（二）、低速速齿轮传动（二级传动）1选择材料、热处理方式及精度等级考虑传递功率约2.4kW，且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用40Cr，表面淬火，由表6.2（参考文献1）得到齿面硬度为4855HRC，选用7级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，

10、齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由式（6.25），即式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩2) 初选，则,则可选取，则。则知：，故满足传动比要求。3)初选。4)初选螺旋角，由式(6.1)得端面重合度:则查图6.22查得重合度系数5)硬齿面非对称布置，按表6.6选取6)由式(6.2)，轴面重合度：由图6.28查得：螺旋角系数：7) 当量齿数：由(参考文献1)图6.20查得：由(参考文献1)图6.21查得：（均由插值得到）8) 许用弯曲应力可由(参考文献1)式6.29，即算得。由图8.29h查得接触疲劳极限应力由表8.7查得安全系数小齿轮与大齿轮的应力循

11、环系数分别为：由图8.32查得寿命系数故需用弯曲应力所以则，初算模数：3.计算传动尺寸（1)计算载荷系数K由表6.3查得使用系数（微振）由图6.7查得动载系数由图6.12查得齿向载荷分布系数由图6.7查得齿间载荷分布系数则（2)对进行修正，并圆整为标准模数圆整后取（3)计算传动尺寸中心距：圆整为 则修整螺旋角所以取 (3)校核最小不根切齿数：（必然大于直尺圆柱齿轮的17）则 ，则可知不会发生根切现象。(4)校核齿面接触疲劳强度由式(6.20)，即式中各参数：1）K、T2、b、值同前2)齿数比3)查表6.5得弹性系数4) 查表6.15得节点区域系数5) 查表6.16得重合度系数6) 查表6.26

12、得重合度系数7) 查式8.26，许用接触应力由算得由图6.29g查得基础疲劳接触疲劳极限应力由图6.30查得寿命系数由图6.7查得安全系数，故则即满足齿面接触疲劳强度。(6)计算齿轮传动其他尺寸低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距a小3.561.818351715740140大218.1823060（三）验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：，。浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，小于三个全齿高。斜齿轮4的全齿高： ，即三个全齿高22.8mm。由图，验证可以知道，两个齿轮无法同时满足浸油条件，则加带油轮。（四

13、）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。轴名功率kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴2.4296010.99轴2.409603.880.95轴2.28213.03.530.95轴2.1768卷筒轴2.106810.97三.轴的设计计算(一)高速轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求（一号小齿轮，其材料40Cr表面淬火则有可能需要使用齿轮轴）传递力矩及高转速，选用40Cr材料表面淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中：C由许用扭转剪应力

14、确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，40Cr 为10697考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。P轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(2)联轴器及轴端1上述所求的的，就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动

15、，选用弹性柱销联轴器。查表12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算转矩：。其中型号为LT6的联轴器系列公称转矩满足，但是直径过大，故可定制直径为16mm的LT6联轴器，记作LT6 1655 GB/T 5014。(3)轴段2在确定轴段2的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。但考虑齿轮线速度，即轴承可通过齿轮甩油进行润滑，则可不需要密封环装置。联轴器的右端轴肩固定，由图9.8中的公式计算得轴肩高度，但考虑固定原因，则可取h=2mm,则轴段2直径。(4)轴段3和轴段7考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。考虑轴径及安装，暂取7204C,查得d=20mm,D=47mm,

16、B=14mm。故取轴段3的直径为。(5)轴段6由图9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为（0.070.1）20=1.42mm。初取轴肩2mm,则初算可取直径为29mm.(6)轴段4轴段4的轴肩也为（0.070.1）20=1.42mm。轴肩取2mm,则直径为24mm。但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知e，故安全。7.校核轴承寿命由表12.3（参考文献2）查得7205C轴承的。（1） 计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承I。（2） 计算当量动载荷由，由表10.13查得。因为，所以查表插值可得：。当量动载荷为（3） 校核轴承寿命轴承在以下工作，由表1

17、0.10查得。微振，由表10.11查得。轴承I的寿命为已知减速器使用4年两班，则预期寿命为，故轴承寿命充裕。(二)中间轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：计算得作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，45号钢的值为118106考虑扭矩大于弯矩，取小值C=106。P2轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式

18、如图：中间轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(2)轴段1初选角接触球轴承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm。故取轴段1的直径为。(3)轴段2与轴段4由图9.8中的公式计算得，轴段2的轴肩应为（0.070.1）25=1.752.5mm。初取轴肩2.5mm,则初算可得直径为。考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为61.8mm，其中键的尺寸为：bh=87mm，则e=61.8/2-17.5-3.3=10.1mm2.5m=8.75mm，所以不需要做成齿轮轴，可方便拆卸齿轮与轴分开设计。(4)轴段3轴段3的轴肩也为（0.070.

19、1）25=1.752.5mm，轴肩取2.5mm,则直径为40mm。(5)轴段长度轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离综合草图进行确定。5.轴上键校核中间轴轴段2与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：其中由轴的直径35mm，可取键的尺寸bh=108mm。则可解得: 查表得安全工作的最小键长为14mm。此轴上两个键槽处为两个齿轮：2、3号齿轮，其中2号（高速轴上的大齿轮）齿宽为25mm，3号齿轮（低速轴上的小齿轮）齿宽为35mm。则2、3齿轮的齿宽符

20、合，取2号齿轮处键长20mm，取3号齿轮键长取28mm。6轴的受力分析(1)画轴的受力简图中间轴受力：，(2)计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承III的总支承反力：轴承IV的总支承反力：（3）画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧：a- a剖面右侧：b- b剖面左侧：b-b剖面右侧：在垂直平面上，弯矩为合成弯矩，a-a剖面右侧：b-b剖面左侧：(4)画转矩图。(5).校核轴的强度a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。由表9.6查得，抗弯截面模量为 同理，可得抗扭截面模量为弯曲应力：扭剪应力：由表9.3可以查得；材料的等效系数。由表9.10查得。绝对尺寸系数，由表9.12

21、查得。轴磨削加工时的表面质量系数，由表9.9查得。由此，安全系数计算如下：由表9.13查得许用安全系数显然，故a-a剖面安全。7.校核轴承寿命由表12.3查得7206C轴承的。（1） 计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承I。（2） 计算当量动载荷由，由表10.13查得。因为，所以。当量动载荷为（3） 校核轴承寿命轴承在以下工作，由表10.10查得。中等冲击，由表10.11查得。轴承I的寿命为已知减速器使用4年两班，则预期寿命为，故轴承寿命充裕。 (三)输出轴(即轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：则经过计算可得作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考

22、虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，。式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，45号钢的值为118106考虑扭矩大于弯矩，取小值C=106。P2轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图1

23、 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。(2)轴段7及联轴器轴段7的直径，需要考虑到上述所求的及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行。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12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算转矩：。其中型号为LT7的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为32mm的联轴器， 型号记作LT7 3270 GB/T 5014。(3)轴段6考虑联轴器的轴向固定，轴段6直径。(4)轴段5和轴段1考虑使用斜齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承。轴段5需要考虑轴承直径及安装，查表12.2（参考

24、文献2）角接触轴承，暂取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为：。(5)轴段2和轴段4由图9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为。初取轴肩h=3.0mm,则初算可得直径为46mm，轴段2处用以安装低速轴大齿轮-齿轮4，轴段4处为方便定位。(6)轴段4轴段4的轴肩也为。轴肩取4mm,则直径为54mm。(7)轴段长度轴段长度可综合草图进行设计。5.轴上键校核中间轴轴段7与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：

25、(1) 轴段4与大齿轮连接处的键其中轴段4的直径50mm，可取键的尺寸bh=149mm。则可解得: 查表取键长为36mm。此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为30mm。即齿轮的齿宽不符合最小键长要求，使键长为36mm，则初设计轮毂宽度为42mm。(2) 轴段7与联轴器连接处的键其中轴段7的直径30mm，可取键的尺寸bh=108mm。则可解得: 查表取键长为56mm。6.轴的强度校核(1)画轴的受力简图输出轴的受力:画出轴的受力简图首先, 确定轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7208C型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.经计算得L1=10

26、2.5mm，L2=78mm，L3=47.5mm。(2)计算支反力（取向上为垂直正方向，向前为水平正方向）水平面上:垂直平面上:轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力(3)画弯矩图在水平面上：a-a剖面左侧，a-a剖面右侧：在垂直面上：合成弯矩：a-a剖面左侧: a-a剖面右侧：(4)画转矩图(5)校核轴的强度由弯矩图可知，a-a截面左侧，轴的弯矩最大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，为危险截面。由参考文献1P205页附表10.1 ：抗弯剖面模量：抗扭剖面模量弯曲应力：扭剪应力由参考文献1P192页表10.1和P201页表10.4得，45号钢调质处理，由参考文献1表10.1查得材料的等效系数，键槽

27、引起的应力集中系数，由附表10.4查得绝对尺寸系数，由参考文献1附图10.1查得轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献1附图10.2查得安全系数S= 所以a-a剖面是安全的，强度满足要求。7.校核轴承寿命由表12.3（参考文献2）查得7208C轴承的。(1)计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因及，故只需校核轴承I。(2)计算当量动载荷由，由表10.13查得。因为，所以查表插值可得：。当量动载荷为(3)校核轴承寿命轴承在以下工作，由表10.10查得。微振，由表10.11查得。轴承I的寿命为已知减速器使用3年两班，则预期寿命为，故轴承寿命充裕。8.环境清洁，且线速度小于

28、4m/s，故选用毛毡圈密封(四)整体结构的的最初设计1.轴承的选择根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为：轴承型号D/mmD/mmB/mm输入轴7204C204714中间轴7205C255215输出轴7207C3572172.轴承润滑方式及密封方式齿轮1线速度与齿轮2的线速度相等，即：，但是考虑此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。 工作环境清洁，密封方式暂采用毛毡圈。3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。4确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸

29、由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺栓直径16地脚螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径12机盖与机座连接螺栓直径10连接螺栓的间距轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径10、至外机壁距离22、18、16、至凸缘边缘距离16、14轴承旁凸台半径c2凸台高度外机壁至轴承座端面距离39内机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离10齿轮端面与内机壁距离8机盖、机座肋厚、轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度8轴承旁连接螺栓距离四.设计参考文献:【1】.机械设计 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编【2】.机械设计课程设计 哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编【3】.机械设计大作业指导书 哈尔滨工业大学出版社 【4】.机械精度设计基础 科学出版社 孙玉芹 袁夫彩 主编 XXX 1XXX8103XX 32