带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、机械设计课程设计目 录一、机械设计课程设计任务书1二、前言3三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算4 (一)、电动机的选择4（二） 、传动装置总传动比的确定和分配5（三） 、传动装置运动及动力参数计算6四、传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）7 (一) 、高速级普通V带传动的设计计算7（二） 、V带轮的设计10（三）、圆柱齿轮传动10五、 轴的设计计算及校核20（一）、初步计算轴的最小直径20（二）、低速轴其他数据确定21（三）、中间轴的尺寸设计25（四）、高速轴的尺寸设计26六、 滚动轴承的选择和计算26（一）、低速轴26七、 键联接的选择和计算29（一）中间轴从动轮

2、段29（二）、中间轴主动轮段29（三）、低速轴主动轮段30（四）、低速轴联轴器段30（五）、高速轴齿轮段31（六）、高速轴带轮段31八、 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择32（一）齿轮的润滑32（二）轴承的润滑方法及浸油密封32（三）轴外伸处的密封设计32（四）箱体32（五） 通气器33（六）放油孔螺塞与油面指示器33九、 箱体设计33（一）结构设计及其工艺性33（二）附件结构的设计34十、 设计小结36十一、 参考文献37一、机械设计课程设计任务书专业：机械设计制造及其自动化 班级：机械10-1 姓名：蔡火金 学号：21一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器二、原始数据

3、(e5)运输机工作轴转矩T = 800 Nm运输带工作速度 v = 1.40 m/s卷筒直径 D= 400 mm三、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，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。四、应完成的任务1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）2、零件图两张（A2图或CAD图）五、设计时间2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4）电动机的选择及传

4、动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（6）轴的设计计算及校核；（7）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13）设计小结；（14）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。沈阳工程学院机制教研室43二、前言(一)设计目的： 通过本

5、课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为二级斜齿齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，

6、但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是二级斜齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。项目和内容设计计算依据和过程计算结果(一)、电动机的选择1、选择电动机的类型和结构形式2、选择电动机容量3、确定电动机转速 三、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 根据工作要求采用Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机，电压380V。按式（2-1）电动机所需工作功率为 kW按式（2-3），工作机

7、所需功率为 传动装置的总效率为 按表2-3确定各部分效率：V带传动效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率，联轴器效率，传动滚筒效率，代入得 所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率为5.5kW。因为滚筒轴工作转速为49.68r/min.kW项目和内容设计计算依据和过程计算结果（2） 、传动装置总传动比的确定和分配1、总传动比2、分配传动装置各级传动比 通常，V带传动的传动比常用范围为，二级圆柱齿轮减速器为，则总传动比的范围为，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min以及1000r/min三种方案比较。由表17-1查得的电动机数据及计算

8、出的总传动比例于表1中方案电动机型号额定功率Ped/kw电机转速n（r/min）电动机质量m/kg总传动比i同步转速满载转速1Y132S1-25.5300029006458.372Y132S-45.5150014406828.993Y132M2-65.510009608419.32表1 在表1中，方案1中电动机重量轻，价格便宜，但中传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案2与方案3相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案3较好；如考虑电动机重量，则应选用方案2现选用方案2，即选定电动机型号为Y132S-4。

9、 由表2-1取V带传动的传动比，则减速器的传动比i为 Y132S-4项目和内容设计计算依据和过程计算结果（3） 、传动装置运动及动力参数计算1、0轴（电机轴）2、1轴（高速轴）3、2轴（中间轴）4、3轴（低速轴）取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比项目和内容设计计算依据和过程计算结果5、4轴（滚筒轴）6、 说明(1) 、高速级普通V带传动的设计计算1、确定设计功率1-3轴的输入功率或输出转矩，分别为个输出轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99，将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表2表2各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/（Nm）转速n(r/min)传动比i效率输入输

10、出输入输出电机轴5.0433.43144033.672.62510.960.960.960.981轴4.844.7996.3095.3374802轴4.654.60340.18336.78130.543轴4.474.43858.41849.8349.734轴4.384.34841.12832.7149.73四、传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）项目和内容设计计算依据和过程计算结果2、 选定带型3、 小带轮和大带轮基准直径4、 验算带速5、 初定轴心距6、初算带基准长度由表8-7查得kA=1.1，已知P=Pd=5.04kW则皮带的设计功率为根据图8-11确定为A型V带取小带轮基

11、准直径，则大带轮直径，取mm根据式（8-13），带速v为 带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。 中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据式（8-20）中心距a0为取a0=550mm。根据式（8-22），带的基准长度为 =1772.561mm由表8-2选取标准长度a0=550mm项目和内容设计计算依据和过程计算

12、结果7、 实际中心距8、 验算小带轮包角9、 确定带的根数z10、确定带的初拉力F011、计算带传动的压轴力FP由式（8-23），实际中心距a为考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=565mm。由式（8-25），小带轮包角1为故小带轮包角190符合要求。P0=1.32KW,P0=0.17KW,K=0.93,KL=1.01所以，取z=4根初拉力Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力由式（8-27），单根V带的张紧力为：由表8-3查得，对于新安装V带，初拉力应为

13、1.5（F0）min,故由1式（8-25），带作用在V带上的压力FP为：z=4项目和内容设计计算依据和过程计算结果（2） 、V带轮的设计1、 选定带轮的结构形式（三）、圆柱齿轮传动1、 高速轴（1） 、选择材料，精度等级，齿数选择材料确定齿数由于大带轮的基准直径为315mm，所以选用轮辐式带轮。因为d=30mm，查图8-14得由表10-9得，小齿轮用40cr调质，硬度为280HBS；大齿轮用45钢调质，硬度为240HBS。通常z1=20-40,取z1=22,z3=22 z1=22z3=2项目和内容设计计算依据和过程计算结果选取螺旋角精度等级、按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值初选螺旋角=

14、14精度等级选取7级精度按式（10-21）计算，即a、 初选载荷系数b、 由图10-30选取区域系数c、 由图10-26查得，则d、 计算小齿轮传递的转矩e、由表10-6查得材料的弹性影响系f、由图10-21d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g、由式10-13计算应力循环次数h、由图10-19取接触疲劳寿命系数,m、计算接触疲劳许用应力失效概率为1%，安全系数S=1，由试（10-12）得=14项目和内容设计计算依据和过程计算结果计算a、试算小齿轮分度圆直径d1tb、计算圆周速度c、计算齿宽b及模数mntd、计算纵向重合度e、计算载荷系数k由计算公式得已知使用系数

15、，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值，;由图10-13查得；由表10-3查得，故载荷系数项目和内容设计计算依据和过程计算结果f、计算分度圆直径g、计算模数mn按齿根弯曲强度设计确定计算参数a、 计算载荷系数b、 确定螺旋角影响系数c、 计算当量系数d、 查取齿形系数e、 查取应力校正系数f、 弯曲疲劳强度极限按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得mm由式（10-17）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数由表10-5查得，由表10-5查得，项目和内容设计计算依据和过程计算结果g、弯曲疲劳寿命系数h、计算弯曲疲劳许用应力i、计算大小齿

16、轮的的大小并加以比较设计计算由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得，大齿轮的数值大对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.75mm，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分度圆直径d1=65.60mm来计算应有的齿数。于是由取z1=23,则大齿轮数值大mn=2.75mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度2、 低速

17、轴、选择材料，精度等级，齿数选择材料确定齿数选取螺旋角精度等级、按齿面接触强度设计将中心距圆整为152mm由于值改变不大，故参数，等不必修正圆整后取；。由表10-9得，小齿轮用40cr调质，硬度为280HBS；大齿轮用45钢调质，硬度为240HBS。选取z3=22,则大齿轮为z4=50初选螺旋角=14精度等级选取7级精度按式（10-21）计算，即项目和内容设计计算依据和过程计算结果确定公式内的各计算数值a、初选载荷系数b、由图10-30选取区域系数c、由图10-26查得，则d、计算小齿轮传递的转矩e、由表10-6查得材料的弹性影响系f、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大

18、齿轮的接触疲劳强度极限g、由式10-13计算应力循环次数h、由图10-19取接触疲劳寿命系数,i、计算接触疲劳许用应力失效概率为1%，安全系数S=1，由试（10-12）得项目和内容设计计算依据和过程计算结果计算a、试算小齿轮分度圆直径d1tb、计算圆周速度c、计算齿宽b及模数mntd、计算纵向重合度e、计算载荷系数kf、计算分度圆直径由计算公式得已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值，;由图10-13查得；由表10-3查得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得项目和内容设计计算依据和过程计算结果g、计算模数mn按齿根弯曲

19、强度设计确定计算参数a、 计算载荷系数b、 确定螺旋角影响系数c、 计算当量系数d、 查取齿形系数e、 查取应力校正系数f、 弯曲疲劳强度极限mm由式（10-17）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数由表10-5查得，由表10-5查得，项目和内容设计计算依据和过程计算结果g、弯曲疲劳寿命系数h、计算弯曲疲劳许用应力i、计算大小齿轮的的大小并加以比较设计计算由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得，大齿轮的数值大对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲

20、疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，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分度圆直径d2=45.62mm来计算应有的齿数。于是由取z3=45,则大齿轮数值大mn=2mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度（一）、初步计算轴的最小直径1、高速轴的设计（1）、选择轴的材料（2） 、轴径的初步计算确定A值将中心距圆整为168mm由于值改变不大，故参数，等不必修正圆整后取；。5、 轴的设计计算及校核45号钢调质处理45号钢A=103106因为为减速器的高速轴，所以A取较大值，A=1204

21、5号钢调质A=120项目和内容设计计算依据和过程计算结果、初步计算直径2、 中间轴设计（1） 、选择轴的材料（2） 、轴径的初步计算确定A值、初步计算直径3、 低速轴设计（1） 、选择轴的材料（2） 、轴径的初步计算确定A值、初步计算直径（二）、低速轴其他数据确定1、求作用在齿轮上的力取d=30mm45号钢调质处理45号钢A=103106因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，A=105考虑键槽（两个）对轴强度的削弱影响，应将直径加大7%，取d=50mm45号钢调质处理45号钢A=103106因为为减速器低速轴，所以A取中间值，A=105考虑键槽（一个）对轴强度的削弱影响，应将直径加大3%，取d

22、=60mm已知低速级的大齿轮的分度圆直径d=30mm45号钢调质A=105d=50mm45号钢调质A=105d=60mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果2、联轴器（1）、选择联轴器类型（2）、输出轴端联轴器的选择计算（3）、选择型号3、轴各段数据确定而运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。计算转矩 T=849.83N由1表13-1查取工况系数K=1.5 由表14-5选取LX3型型号公称直径寻用转速r/min轴孔直径轴孔长度LX3195387060142为了满足半联轴器的要求的轴

23、向定位要求，I-II轴段右端需要制出一轴肩，故取I-II的直径dII-III=67mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=70mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比L1略短些，现取lI-II=105mm。初步选择滚动轴承，因轴承同时受到径向和轴向力的作用，故选用单列角接触轴承。参照工作要求并根据dII-III=67mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列角接触球轴承7214C型LX3型dII-III=67mmlI-II=105mm7214C项目和内容设计计算依据和过程计算结果4、轴上

24、零件的周向定位5、确定轴上圆角和倒角尺寸6、求轴上载荷型号dB7214C12524对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为，故dIII-IV=dVII-VIII=70mm；lIII-IV=lVII-VIII=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得7214C型轴承定位轴肩高度，取h=4.9mm，因此dIV-V=79.8mm.取安装齿轮处的轴段dVI-VII=75mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII=86mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=5.5，则轴环处的

25、直径dV-VI=86mm。轴环宽度b1.4h,取lII-III=12mm轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm故取lII-III=50mm取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，中间轴上两齿轮之间的距离c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度B=24mm，大齿轮Z2轮毂长l=60mm，则lVIII-VII=B+s+a+(90-86)=24+8+16+4=52mmlVI-VII=L+c+a+s-lV-VI=

26、60+20+16+8-12=95mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度齿轮，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按dIV-V由表6-1查得平键截面bxh=20x12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为18mmx11mmx90mm,半联轴器与轴的配合为.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m6.参考表15-2，取轴端倒角为2x45，各轴肩出的圆角半径见图1dIII-IV=dVII-VIII=70mmlIII-IV=lVII-VIII=25mmdIV-V=7

27、9.8mmdVI-VII=75mmlVI-VII=86mmdV-VI=86mmlII-III=12mmlII-III=50mmlVIII-VII=52mmlVI-VII=95mmbxh=20x12mmL=70mm18mmx11mmx90mm2x45项目和内容设计计算依据和过程计算结果首先根据轴的结构图，图1做出轴的计算简图。在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a值。对于7214C型，由手册中查得a=25.3mm。一次，作为简支梁的轴的支撑跨距为。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C处的MH,Mr以及M的值列于下表3载荷水平面H垂直面V支反力

28、弯矩总弯矩扭矩表3a=25.3mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果7、按弯扭合成应力校核轴的强度（三）、中间轴的尺寸设计1、键的选择2、轴承选择进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面c）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得。因，故安全。键选平键连接 bxhxl=16x10x45键选平键连接 bxhxl=16x10x70选用角接触球轴承，7210C安全bxhxl=16x10x45bxhxl=16x10x707210C项目和内容设计计算依据和过程计算结

29、果（四）、高速轴的尺寸设计1、键的选择2、轴承选择（一）、低速轴1、滚动轴承的选择2. 验算滚动轴承寿命（1） 、确定Cr（2）、计算值并确定e值键选平键连接 bxhxl=12x8x50键选平键连接 bxhxl=8x7x36采用角接触球轴承 7208C型6、 滚动轴承的选择和计算7214C型，轴采用正装由表12-4查得7214C型轴承基本额定动载荷基本额定静载荷bxhxl=12x8x50bxhxl=8x7x367208C型7214C型项目和内容设计计算依据和过程计算结果（3） 、计算内部轴向FS(4)、计算轴承所受的轴向载荷（5）计算当量动载荷Pr由表12-4查得0.0150.029e0.38

30、0.40用线性插值法确定e值，Y=1.40已知：；则：因为此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承1被“压紧”，而轴承2被“放松”轴承1：查表13-5得：Y=1.40项目和内容设计计算依据和过程计算结果（6）验算轴承寿命1） 选择温度系数，载荷系数，寿命指数2） 预期寿命3）计算轴承1寿命 轴承2：查表12-12得：，轴承1危险因为轴承1比轴承2危险,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足工作要求,则低速轴所选轴承合适. 认为轴承的工作温度t 120, 所以 工作时有轻微冲击，取 对于球轴承，单班制工作，使用期限为10年， 所以所选轴承满足寿命要求。轴承1危险项目和内容设计计算依据和过程计算结果（一）

31、中间轴从动轮段1、选择键连接的类型及尺寸2、校核强度（二）、中间轴主动轮段1、选择键连接的类型及尺寸2、校核强度7、 键联接的选择和计算选用圆头普通平键（A型）根据d=55mm及该轴段长度，取键长L=45mm键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取 故采用双键，按布置，按1.5个键计算强度符合要求。选用圆头普通平键（A型）根据d=55mm及该轴段长度，取键长L=80mm键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取L=45mm采用双键L=45mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果（三）、低速轴主动轮段1、选择键连接的类型及尺寸2、校核强度（四）、低速轴联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸2、校核强度 强度符合要求。选用圆头普通平键（A型）根据d=75mm及该轴段长度，取键长L=70mm键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取 强度符合要求。选用圆头普通平键（A型）根据d=60mm及该轴段长度，取键长L=90mm键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取 强度符合要求。采用单键L=70mm采用单键L=70mm采用单键项目和内容设计计算依据和过程计算结果（五）、高速轴