带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.doc

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1、26 随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各 行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。 本设计的目的及意义目的： A 通过设计熟悉机器的具体操作，增强

2、感性认识和社会适应能力，进一步巩固、 深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。 B 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 C 对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。 D 学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择 CAD 等制图工具。 E 了解减速器内部齿轮间的传动关系。 意义： 通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加

3、深了解其基本原理 减速器的发展状况 减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大B6 型 带 式 运 输 机 及 二 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计2 转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。 减速器的发展趋势 当今的减速器正

4、向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。 减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。近几年，随

5、着中国产业经济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。 目 录一 课程设计书 4二 设计要求 4三 设计步骤 51. 传动装置总体设计方案 52. 电动机的选择 63. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 74. 计算传动装置的运动和动力参数 75. 设计V带和带轮 86. 齿轮的设计 107. 传动轴承和传动轴的设计 188. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2610.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31五 参考资料 32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,工作时有轻微冲击,减速器小批量生产,

6、使用期限8年(300天/年)。表一: 题号 参数12345678910运输带工作拉力（kN）21.81.82.22.42.52.61.92.32运输带工作速度（m/s）2.32.352.52.41.81.81.82.452.12.4卷筒直径（mm）330340360350260250280360310360二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.绘制机盖或机座零件图一张（A1）。3.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A2)。4.设计说明书一份，60008000字。 设计计算及说明 结果三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4.

7、计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 设计计算及说明 结果 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.940.990.960.791；为V带的效率,为弹

8、性联轴器效率，为滚动轴承效率，为闭式齿轮传动效率，为卷筒效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为： PFv/100025001.8/10000.7915.7kW, 执行机构的曲柄转速为n=137.58r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S22的三相异步电动机，额定功率为7.5KW，额定电流8.8A，满载转速2900 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率

9、Pkw电动机转速满载时效率同步转速满载转速1Y132S2-27.51500290086.2% 设计计算及说明 =0.791P=5.7KWn=137.58r/min 结果3.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总 传动比为n/n2900/137.5821.08（2） 分配传动装置传动比 为带传动比 ， 为高速级传动比 为低速级传动比 ， =1 为使V带传动外廓尺寸不致过大，取=3， =7.03 ， 4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 2900/3966.67r/min966.67/3.02320.09r/min

10、/320.09/2.33=137.38 r/min=137.38r/min（2）各轴输入功率7.50.947.05kW27.050.960.996.77kW26.770.960.996.50kW2=6.500.990.996.37kW则各轴的输出功率：0.99=6.98 kW0.99=6.70 kW0.99=6.44kW0.99=6.31kW（3） 各轴输入转矩电动机轴的输入转矩=9550 =95507.05/966.67=69.65 Nm69.65 Nm=95506.77/320.09=201.99 Nm=451.85Nm=425.06 Nm 输出转矩： 设计计算及说明 i21.08i=3i

11、=3.02i=2.33i=1n=966.67r/minn=320.09r/minn=137.38r/minn=137.38r/minP7.05kWP6.77kWP6.50kWP6.37kWP=6.98kWP=6.70kWP=6.44kWP=6.31kWT=69.65 NmT=69.65 NmT=201.99 Nm 结果0.99=68.95 Nm0.99=199.97 Nm0.99=447.33Nm0.99=420.81 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴7.569.6529001轴7.056.9869.6568.95966.672轴6

12、.776.70201.99199.97320.093轴6.506.44451.85447.33137.384轴6.376.31425.06420.81137.385.设计V带和带轮 V带齿轮各设计参数1.确定计算功率由表8-7查得工作情况=1故P=KP=17.5=7.5kw2.选择V带的类型已知P=7.5kw，=2900r/min由图8-1查得选用普通A型V带3.确定带轮的基准直径d并验算带速v（1） 初选小带轮基准直径由表8-6和表8-8取小带轮基准直径d=80mm（2） 验算带速V按公式8-13验算带速 V=12.14m/s 因为5m/sV30m/s （故带速合适）计算大带轮的基准直径。

13、据公式8-15（a）计算 d, 设计计算及说明T=451.85NmT=425.06 NmT=68.95 NmT=199.97 NmT=447.33NmT=420.81 NmP=7.5kwd=80mmV=12.14m/s 结果d=id=380=240mm。据表8-8圆整的d=250mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld(1) 据公式8-20 有0.7（d+d）=a(F)min8.计算压力轴F压力轴的最小值 Fmin=2z(F)sin=25=8975.23N 设计计算及说明d=250mma=400mmLd=1400mma=432mmZ=5Fmin=8975.23N 结果9.V带的技术要求 铸造，

14、焊接或烧结的带轮在轮缘，腹板，轮辐及轮毂上不允许有沙眼，裂缝，缩孔及气泡。铸造带轮在不提高内部应力的前提下允许对轮缘，凸台，腹板及轮毂表面缺陷进行修高。其他条件参见GB/T13575.1-92中的规定6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取 小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=3.0224=73 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。2.初

15、步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60966.671（283008）=2.227210hN= 7.32610h (3.25为齿数比,即3.04=)查课本 10-19图得：K=0.91 K=0.94 设计计算及说明 Z=24Z=73 N=2.227210hN= 7.32610h 结果齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.91600=546 =0.94550=517 许用接触应力 查课本由表10-6

16、得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.510=95.5107.05/966.67=6.9610N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=51.33mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.08=4.68 = =10.97计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K=1.11, 设计计算及说明=546 MPa=517 MPa=531.5MPaT=6.9610N.md=51.33mmV=2.6m/sb=51.33mmm=2.08b

17、/h=10.97=1.903 结果 查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231051.33=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KKKKK =11.111.21.42=1.89按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=51.33=54.26计算模数=4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩T=69.6kNm 确定齿数z因为是软齿面，故取z24，zi z3.022473传动比误差 iuz/ z73/243.04i0.03045

18、，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos14=26.27 zz/cos73/ cos14=79.91 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得=1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数K KKKKK =11.111.21.351.79 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774 设计计算及说明K=1.89d=54.26m=2.19mmz=26.27 z=79.91K1.79Y=2.592 Y=2.211 Y=1.596 Y=1.774 结果 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/2

19、41/73）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.825,Y10.78 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.4工作寿命两班制，8年，每年工作300天查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮 查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 = = 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯 设计

20、计算及说明Y0.673Y0.78m=1.47 结果曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取 m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分 度圆直径d=54.26来计算应有的齿数.于是由: z=26 那么z=3.0226=78 几何尺寸计算计算中心距 a=107.18 将中心距圆整为109 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 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 d=53.59 d=160.78 计算齿轮宽度 B= 圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280

21、HBS 取小齿齿数=30，低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大 齿轮 240HBS z=2.3330=69.9 圆整取z=70.齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值 试选K=1.6 查课本由图10-30选取区域系数Z=2.45 试选,查课本由图10-26查得 =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N=60njL=60320.091(283008) =7.3710 N=3.1610 设计计算及说明z=26 z=78 a=109=14.01d=53.59d=160.78B=55 B=50N=7

22、.3710N=3.1610 结果由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 K=0.95 K= 0.96 查课本由图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 取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.96550/1=528549 查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP 选取齿宽系数 T=95.510=95.5106.77/320.09=20.2010N.m =72.912. 计算圆周速度 1.223. 计算齿宽b=d=72.914. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.36=5.31 =72.9

23、1/5.31=13.735. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231072.91=1.42使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.07 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数 K=11.071.21.42=1.82 设计计算及说明=570MPa=528MPa=549MPaT=20.2010N.md=72.91mmV=1.22m/sb=72.91mmm=2.36mmb/h=13.73=2.38K=1.82 结果7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=72.91计算模数(4). 按

24、齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1) 计算小齿轮传递的转矩T202KNm（2）确定齿数z因为是软齿面，故取z30，zi z2.333069.9传动比误差 iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允许（3）初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角14（5）载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73（6） 当量齿数 zz/cos30/ cos1432 zz/cos70/ cos1476.63由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7）螺旋角系数Y轴向重合度 2.3Y10.732（8）计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯

25、曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数 K=0.90 K=0.93 S=1.4 = 设计计算及说明d=76.11mmm=2.46mmT202 KNmz30z69.9i=2.33K=1.73z32z76.63Y=2.235Y=1.758Y=0.732 结果= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=76.11来计算应有的齿数.z=24.

26、62 取z=30z=2.3330=69.9 取z=70 由实际尺寸及距离应取z=120 初算主要尺寸计算中心距 a=154.6将中心距圆整并由实际尺寸取160修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=61.84 取圆整并由实际尺寸取70mmd=247.34 取圆整并由实际尺寸取250mm计算齿轮宽度圆整后取 V带齿轮各设计参数附表 设计计算及说明 m=2mmz=30z=120a=160mm=14d=70mmd=250mmb=61.84mmB=70mmB=65mm 结果1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮33.022.332. 各轴转速n(r/min)(r/min

27、)(r/min)(r/min)966.67320.09137.38137.383. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)7.05 6.776.506.374. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)69.65201.99451.85425.065. 带轮主要参数 小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z80250400140057.传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩 设计计算及说明 结果P=6.50KW =137.38r/min=451.85Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分

28、度圆直径为 =144.29 而 F= F= F F= Ftan=6263tan14=1561.54N（圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如后图示）. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为710Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左

29、端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 2.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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,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7011C型. 设计计算及说明F=6263NF=2349.33NF=1561.54Nd=40.51mmT=677.78Nm 结果DB轴承代号 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.9

30、7010C 55 90 18 62837011C 50 90 20 62.477.77210C 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7011C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为65mm,为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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取.轴环宽度,取b=8mm. 设计计算及说明 结果 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 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体