带式运输机的同轴式二级减速器的设计.doc

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1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目带式运输机的同轴式二级减速器的设计机电动力与信息工程系机械制造及其自动化专业11级机械1班学生姓名王赛平完成日期2013/12/16指导教师（签字）目录一、设计任务书1二、传动方案的拟定及说明1三、电动机的选择3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数4六、传动件的设计计算51.V带传动设计计算52.斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算121.高速轴的设计122.中速轴的设计153.低速轴的设计19精确校核轴的疲劳强度22八、滚动轴承的选择及计算261.高速轴的轴承262.中速轴的轴承273.低速轴的轴承29九、设计小结3

2、4十、参考资料35一、 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（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）12501.45430%1014. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 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

3、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 与 说 明主 要 结 果三、 电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 确定电动机功率（1） 传动装置的总效率式中，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1-10查得； ，（2）电动机的输出功率（3）。3. 电动机的转速由表1-9查得V带传动常用传动比范围，,则电动机转速可选范围为可见同步转速为1

4、500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1500r/min和3000r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y100L2-431500143022.2042.1210.4742Y100L-233000284044.4092.1220.948由表中数据可知两个方案均可行，综合考虑电动机价格和传动装置尺寸及环境条件。方案1的动机性价比低，因此，采用方案1，选定电动机型号为Y100L2-4。1. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表2-3查出Y100L2-4型电

5、动机的主要技术数据满载转速。额定功率。由表2-3查得H=100mm，D=28mm，E=60mm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，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为考虑到后续设计令所得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。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，各轴转速为型号为Y100L2-4型的电动机H=100mmD=28mmE=60mm2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各轴转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/m

6、in）1430674.528132.07964.397功率（kW）32.882.7942.711转矩（）20.03540.562202.021402.038六、 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5-1得， 工作情况系数（2） 选择V带的带型由、 由图5-1选用A型v带（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表5-211和图5-1，取小带轮的基准直径验算带速v。,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表5-2注2，圆整为（4） 确定V带

7、的中心距a和基准长度根据式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度A型v带按式(8-23)计算实际中心距a。中心距变化范围为430.472-493.472mm（5） 验算小带轮上的包角（6） 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由和，查表5-4 用线性插入法得根据，i=2.12和A型v带，查表5-用线性插入法5得 计算V带的根数z。取3根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力（8） 计算压轴力 带轮的结构设计 带轮材料采用HT150，由表5-8查得：=11mm，=2.75，=

8、8.7mm，e=15mm0.3mm，=9mm，现取=3mm，=9mm，f=10mm1） 小带轮的结构设计。小带轮采用实心式，由电动机伸出端直径d=28mm，查表5-9及5-8查得 =(1.82)d=50.456mm,取=52mm =+2=100+23=106mm =(Z1)e+2f=（31）15+210=50mm 由于=50mm1.5d=42mm，所以=(1.52)d=(1.52)28=4256mm,但考虑到电动机轴外伸长度为60mm,故取=62mm。 2）大带轮的结构设计 大带轮采用腹板式，大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，取D=25mm,同理，由表5-9及表5-8得 =（1.82）d=（

9、1.82）25=4550mm，取=48mm =+2=212+23=218mm =50mm 由于=50mm1.5d=37.5mm故 =(1.52)d=(1.52)25=37.550mm取=50mm S=()=()50=7.14312.5mm，取S=12mm 由表5-8，取=10mm。2. 斜齿轮传动设计计算高速级齿轮设计：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，压力角运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿

10、轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式10-24 试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-20选取区域系数c) 由图10-21计算接触疲劳用重合系数 d) 由10-23可得螺旋角系数e) 小齿轮传递的传矩f) 由表10-7选取齿宽系数g) 由表10-5查得材料弹性影响系数h) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限i) 由式10-15计算应力循环次数：7级精度j) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数k) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率

11、为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得l) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查得；图10-13查得故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从式10-19计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数.由式10-18计算弯曲疲劳强度的重

12、合度系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由10-17e) 查取应力校正系数由表10-18f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，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。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为115按圆整后的中心距修正螺旋

13、角因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取计算齿顶圆直径 计算齿全高计算齿顶高计算齿根高计算齿根圆直径3. 直齿轮传动设计计算低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（5） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮，压力角运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数按齿面接触强度设计按式10-24 试算，即确定公式内

14、各计算数值m) 试选载荷系数n) 由图10-20选取区域系数o) 由图10-21计算接触疲劳用重合系数 p) 由表10-7选取齿宽系数q) 由表10-5查得材料弹性影响系数r) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限s) 由式10-15计算应力循环次数：t) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数u) 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(10-14)得v) 许用接触应力计算h) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得i) 计算圆周速度j) 齿宽b及模数mntk) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得

15、动载系数；由表10-4查得；因表10-3查得；图10-13查得故载荷系数： l) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得m) 计算模数（6） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数h) 计算载荷系数i) 由式10-18计算弯曲疲劳强度的重合度系数j) 查取齿形系数由10-17k) 查取应力校正系数由表10-18l) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得m) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由

16、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。于是由取，则（7） 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为115mm 计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 圆整后取计算齿顶圆直径 计算齿全高计算齿顶高计算齿根高计算齿根圆直径轴的设计计算及强度校核7.1 I轴的选材及许用应力的确定。因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，调制处理。查表16-1得轴的材料硬度217255HBW, =640Mpa，=355Mpa，=275Mpa，=155Mpa

17、，=60Mpa。7.1轴的最小直径的估算1）轴最小直径 轴与大带轮相连接，所以输入端因最小，查表16-2，取=126，则高速轴最小直径为 考虑到高速轴最小直径处要安装大带轮，该轴段截面处应设有一个键槽，故将此轴径增大5%7%，则（1+7%）=20.4411.07=21.872mm 查表1-19，取25mm2）轴最小直径轴的两端与轴承相连接，所以直径应适当选取。查表16-2，取=123，则3）轴最小直径低速轴与联轴器相连接，所以低速轴径应最大。查表16-2，取=121mm，则 该轴段截面上设有一个键槽，则 （1+7%）=42.0911.07=45.038mm参照联轴器的孔径标准，取7.3轴的结构

18、设计及强度校核 1）轴上零件位置与固定方式的确定 (1)各轴段直径的确定 ：最小值径，安装大带轮外伸轴段，=25mm。（即大带轮的孔径） ：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度h=（0.070.1），并考虑到密封的标准故取=28mm，该处轴的圆周速度 故可选用内包骨架旋转轴唇形密封圈，由表9-11，选取FB 28 52 GB/T 13871.1-2007. :滚动轴承处轴段，考虑到拆装方便，因而,取=30mm。选用深沟球轴承，查表6-5，选轴承型号6306，其基本尺寸为dDB=30mm72mm19mm,=36mm :过度轴承段，取=36mm ：滚动轴承处轴段，=30mm（2）

19、 各轴段长度的确定 :应比大带轮的毂长度短23mm，故取=48mm ：参考图16-11a，取封油环端面到内壁距离为2mm，取=14mm ，故取=B+2=19+14+2=35mm ：查表15-1：地脚螺钉=18，取M16，轴承旁连接螺钉=13.5，取M16.查表15-1得，=22mm，=20mm。箱盖与箱座连接栓直径=7.29mm，取M10,由表4-13取螺栓GB/T5782-2000，M1030，由表8-1得轴承端盖突缘厚度e=12mm，轴承座宽度，取=60mm，取端盖与轴承座间的调试垫片厚度=2mm，去带轮轮毂端面至轴承端盖表面的距离=32mm。则有 ：小齿轮宽=40mm =14 则 ：由对

20、称，故=35mm轴总长 =48+73+35+62+35=253mm按弯扭合成应力校验轴的强度小齿轮的参数： ，I轴两轴承间的距离：由上述设计可得其跨距为，,两支点间的反力由 得,由+=得 =69.337N处的水平弯矩 处的垂直弯矩 处的垂直弯矩 的合成弯矩 处的合成弯矩高速轴所受转矩 绘制轴弯扭矩受力图如图所示由图可知，齿轮轴处弯矩大，且直径小，故为危险截面。取折合系数=0.6，的当量弯矩由表查得=60MPa，所以,故安全。 4）滚动轴承的校验 查表6-5得，轴承的基本额定动载荷=27.0KN,基本额定静载荷=15.2KN.现预计寿命， =1030081=24000h =1041.578N =

21、 =1786.868N 查表6-14，取滚动轴承载荷系数=1.2，由/=0,查表6-15得e=0.22，则径向载荷系数=1，轴向动载荷系数=0. 因为，故只需验证轴承2，查表6-16得温度系数=1，则故轴承合格7.4轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定 ：最小直径，安装圆锥滚子轴承，=33.439mm，取=35mm。选用圆锥滚子轴承，查表6-3得，代号30207 GB/T297-1994，其基本尺寸为：dDB=357217, =42mm。：中速级大齿轮安装段，取=45mm：轴环，定位轴肩：h=（0.070.1）=3.154.5mm，则=48.1549.9mm，查表1-19得=50mm。：=45

22、mm：过渡段取=45mm：与相同 （2）各轴段长度的确定 :=38mm ：安装封油环、套筒、轴承的轴段 =B=49.5mm ：轴环的宽度，b1.4h=3.5故取=5mm 7.5轴的结构设计及强度校核 1）联轴器的选择 由于载荷比较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性柱销联轴器。查表7-9，用于取运输机的联轴器的工作情况系数，=1.5，故 查表7-6选用LT8型，=710，故,采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=45mm，轴孔长度L=112mm，取装配距离=45mm。 2）各轴段直径和长度的确定 各轴段直径的确定 ：最小直径，安装联轴器外伸轴段，=45min ：密封处轴段，根据联轴器的定位要求，

23、定位轴肩为h=（0.070.1）=3.154.5mm，查表1-19并考虑到毡圈油封的标准，取=50mm。该 4m/s 故选用毡圈油封合格，由表9-9，选取毡圈50JB/ZQ4606-1997。 ：滚动轴处轴段。考虑到拆装方便，取=55mm。选用圆锥滚子轴承。由=55mm，查表6-5，初选取代号30211，安装尺寸=64，其基本尺寸为：dDB=55mm100mm21mm。 ：低速机大齿轮安装轴段，取=65mm。 ：轴环，该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩高度：h=（0.070.1）=4.456.5mm，则=69.4571.5mm ，查表119，取标准值=71mm ：滚动轴承处轴段，=55mm 各

24、轴段长度的确定 :安装联轴器轴段，为了保证轴向定位可靠，轴段的长度应比联轴器轴孔的长度短23mm，L=112mm ，故取=110mm。 ：大齿轮配合段，由齿宽=72mm，可取=70mm ：=84mm ：轴环的宽度，因b1.4h=6.4mm，取=10mm ：安装封油环、轴承的轴段， =42.5mm：安装封油环、套筒、轴承的轴段。 =52.5mm 轴总轴长=+=371mm 可知处弯矩最大，是危险截面因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面的当量弯矩前已选择主动轴材料为45钢，调质处理，由表16-1查得，所以（4） 滚动轴承校验：查表6-5得：深沟球轴承6217基本额定动载荷,基本额定动载荷,预计寿命 查表6-14，当减速器受到轻微冲击时，取滚动轴承载荷系数因为 则径向载荷系数,轴向动载荷系数 因为 故只需验算轴承2，轴承在温度以下工作，查表6-16得 故合适