完整版带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器毕业课程设计.docx
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完整版带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器毕业课程设计
带式运输机同轴式二级圆柱齿轮减速器
一、题目及总体分析………………………………………………2
二、各主要部件选择………………………………………………2
三、选择电动机……………………………………………………3
四、分配传动比……………………………………………………3
五、传动系统的运动和动力参数计算……………………………4
六、设计Ｖ带和带轮…………………………………………………6
七、齿轮的设计……………………………………………………9
八、传动轴和传动轴承的设计……………………………………16
（a）低速轴、传动轴承以及联轴器的设计………………………16
（b）高速轴以及传动轴承的设计……………………………………23
（c）中间轴以及传动轴承的设计…………………………………25
九轴承的选择和校核计算………………………………………28
十键连接的选择与校核计算……………………………………30
十一、轴承端盖的设计与选择…………………………………………31
十二、滚动轴承的润滑和密封…………………………………………32
十三、联轴器的选择……………………………………………………32
十四、其它结构设计……………………………………………………33
十五、参考文献…………………………………………………………36
一、题目及总体分析
题目：
设计一个带式输送机传动装置
给定条件：
由电动机驱动，输送带的牵引力为5800N，输送带的速度为0.75ms，输送带滚筒的直径为410mm。
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5％。
带式输送机的传动效率为0.96。
传动装置组成：
由电动机、减速器、联轴器、v带、卷筒、运输带等组成。
减速器采用二级圆柱同级减速器。
整体布置如下：
1.1带式输送机传动简图
二、各主要部件选择
目的
过程分析
结论
动力源
电动机
齿轮
斜齿传动平稳
高速级做成直齿，低速级做成斜齿
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器
弹性联轴器
三、选择电动机
目的
过程分析
结论
类型
根据一般带式输送机选用的电动机选择
选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机
功率
工作机所需有效功率为＝5700×0.75（1000×0.96）＝4.45kw
电动机至运输带的传动总效率为：
=0.724
为V带的效率,为第一、二、三和联卷筒四对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油润滑），为联轴器的效率。
为卷筒传动。
电动机所需工作功率为：
P＝P＝4.450.824＝5.40kw,
要求电动机输出功率为
P＝5.40kw
型号
执行机构的曲柄转速为＝＝＝33.31rmin
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比＝8～40，则总传动比合理范围为＝16～160，电动机转速的可选范围为：
＝×＝（16～160）×33.31＝166~1332.459rmin
按电动机的额定功率P，要满足P≥P以及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Y132M2—6的三相异步电动机，额定功率P为5.5kw，额定电流8.8A，满载转速960rmin，同步转速1000rmin。
选用
型号Y132M2—6的三相异步电动机
四、分配传动比
目的
过程分析
结论
分
配
传
动
比
（1）由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：
＝＝96034.95＝28.820
（2）分配传动装置传动比：
＝×
式中、分别为带传动和减速器的传动比。
对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：
＝＝
式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.5，则减速器传动比为：
＝＝＝＝3.39
五、传动系统的运动和动力参数计算
目的
过程分析
结论
传
动
系
统
的
运
动
和
动
力
参
数
计
算
按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
各轴转速：
高速轴Ⅰ＝＝9602.5＝384rmin
中间轴Ⅱ＝＝417.393.39＝113.274rmin
低速轴Ⅲ＝＝120.983.39＝33.414rmin
滚筒轴Ⅳ==33.414rmin
各轴输入功率：
高速轴Ⅰ＝P×＝5.5×0.96＝5.28kW
中间轴Ⅱ ＝×η2×＝5.28×0.99×0.97＝5.07kW
低速轴Ⅲ ＝×η2×＝5.07×0.99×0.97＝4.77kW
滚筒轴Ⅳ＝×η2×η4=4.77×0.99×0.99＝4.675kW
各轴输入转矩：
电动机输出转矩：
＝9550＝9550×5.5960＝54.71N·m
高速轴Ⅰ＝9550＝9550×5.28384＝131.31N·m
中间轴Ⅱ＝9550＝9550×5.07113.274＝427.445N·m
低速轴Ⅲ＝9550＝9550×4.7733.41＝1363.30N·m
滚筒轴Ⅳ＝9550＝9550×4.67533.41＝1226.15N·m
轴
参数
电机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
轴Ⅲ
滚筒轴Ⅳ
功率PKW
5.5
5.28
5.07
4.77
4.675
转矩T（N·m）
54.71
131.31
427.45
1363.30
1336.154
转速n（rmin）
960
384
113.274
33.414
33.414
传动比i
2.5
3.39
3.39
效率η
0.96
0.9702
0.9760
0.9702
计算步骤
结果
六、设计Ｖ带和带轮
（a）确定计算功率
查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：
＝1.2
＝×＝1.2×5.5＝6.6kw
（b）选择Ｖ带的带型
根据＝6.6kw，＝1.2,查课本图8-11选用带型为A型带。
（c）确定带轮基准直径并验算带速
a）初选小带轮的基准直径
查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径＝100mm。
b）验算带速
＝＝＝5.024ms
因为5ms≤≤30ms，故带速合适。
c）计算大带轮的基准直径
大带轮基准直径＝＝2.5×100＝250mm，式中为带传动的传动比，根据课本表8-8，圆整为＝250mm。
（d）确定V带的中心距和带的基准长度
由于0.7≤≤2，所以初选带传动的中心距为：
＝1.5＝525mm
所以带长为：
=
≈1610.49mm
查课本表8-2选取v带基准长度＝1600mm，传动的实际中心距近似为：
≈+≈519.76mm
圆整为＝520mm，中心距的变动范围为：
＝-0.015＝496mm
＝+0.03＝568mm
故中心距的变化范围为496～568mm。
（e）验算小带轮上的包角
≈163.47o≥90o，包角合适。
（f）计算带的根数z
因＝100mm，带速v＝5.024ms，传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b,并由内插值法得单根普通V带的基本额定功率＝0.95kw，额定功率增量＝0.11kw。
查课本表8-2得带长修正系数＝0.99。
查课本表8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数＝0.96，于是
＝＝＝6.55故取7根。
（g）计算单根V带的初拉力的最小值
查课本表8-3可得V带单位长度的质量＝0.10kgm,故:
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
＝＝155.17N
（h）计算压轴力
压轴力的最小值为:
＝2＝2122.07N
（i）带轮结构
V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。
根据V带根数Z＝7，小带轮基准直径＝100mm，大带轮基准直径＝250mm。
故由课本图8-14小带轮选择腹板式。
大带轮选择孔板式。
轮槽的截面尺寸
槽型
bdmm
mm
mm
emm
fminmm
A
11.0
2.75
8.7
15±0.3
9
38o
大带轮宽度:
B=（z-1）e+2f=108mm
＝1.2
=6.6kw
A型
＝100mm
=5.024ms
＝250mm
=1610.49mm
＝1600mm
＝520mm
=163.47o
取=7
=2122.07N
七、齿轮设计
因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。
（a）低速级齿轮传动的设计计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
a）选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095－88）。
b）材料选择。
由表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。
c）选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×3.39＝81.36，取Z2＝82。
d）初选螺旋角β＝14o。
i.按齿面接触强度设计
由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选=1.6。
2）小齿轮传动的转矩为T＝427.445×103N·mm
3）查课本P205表10-7选取齿宽系数＝1。
4）查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝189.8
5）由课本P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。
6）计算应力循环次数。
＝60nj＝60×113.27×1000×（2×8×300×10）＝3.26×108
＝＝＝0.96×108
7）由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝1.0。
8）查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433。
9）由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度＝0.77，＝0.855。
则＝+＝1.625。
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:
[]==0.95×600＝570
[]＝＝1.0×550＝550
则许用接触应力为：
＝＝＝560
（2）设计计算
1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得
＝91.26mm
2）计算圆周速度。
＝＝＝0.627ms
3）计算齿宽b和模数。
计算齿宽bb＝＝91.26mm
计算摸数=＝＝3.69mm
4）计算齿宽与高之比
齿高j＝60×384×1×（2×8×300×10）＝1.1×109
＝＝＝3.26×108
1）由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。
2）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:
[]==0.90×600＝540
[]＝＝0.95×550＝522.5
（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值
2）计算圆周速度v
3）计算齿宽ｂ
4）计算齿宽与齿高之比ｂｈ
模数
齿高
5）计算载荷系数K
根据，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数；
直齿轮，；
由表１０－２查得使用系数
由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K＝1.293；由＝8.55，K＝1.293查图10-13得K＝1.25；
故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
7）计算模数ｍ
3.按齿根弯曲强度设计
由式１０－５得弯曲强度的设计公式为
（1）确定公式内的计算数值
1）查课本图10-20c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 。
2）查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K＝0.85；K＝0.88。
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]＝＝＝303.57Mpa
[]＝＝＝238.86Mpa
4）计算载荷系数
5）查取齿形系数
由表１０－５查得；。
6）查取应力校正系数
由表１０－５查得；。
7）计算大小齿轮的，并比较
大齿轮的数据大
（2）设计计算
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，按的分度圆直径d＝77.44来计算应有的齿数
取z＝31
大齿轮齿数 取
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
（2）计算中心距
但为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算.即a＝160mm。
z＝31z＝3.39×36=122.04取z＝122，
（3）计算尺宽
取
八、传动轴和传动轴承的设计
（a）低速轴、传动轴承以及联轴器的设计
i.求输出轴上的功率P，转速，转矩
P＝4.77KW＝33.414rmin＝1363.305N．m
2.求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为＝305
而F＝＝＝8939.70N
F＝F＝8039.70×＝3011.77N
F＝Ftan＝8039.70×＝2234.926N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图8.1所示
图8.1轴的载荷分布图
3.初步确定轴的最小直径
（1）先按课本式（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，于是得
＝112×＝58.53
（2）联轴器的选择。
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。
为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。
查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取＝1.3，则：
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GBT4323—2002），其公称转矩为2000。
半联轴器的孔径d1＝65mm，故取＝65mm，半联轴器的长度L＝142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm。
4.轴的结构设计
（1）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,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径＝80mm；左端
2）用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝85mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度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略短一些,现取＝105mm。
3）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＝80mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30217型，其尺寸为d×D×T＝85mm×150mm×30.5mm，故＝＝85mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则＝44.5mm。
4）取安装齿轮处的轴段＝90mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮的宽度为90mm，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＝86mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7mm，则＝104mm。
轴环宽度,取＝12mm。
5）轴承端盖的总宽度为37.5mm（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＝67.5mm。
=30.5+14+（90-86）=48.5mm。
至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度
ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ
图8.2低速轴的结构设计示意图
（2）轴上的零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按＝90mm由课本表6-1查得平键截面b×＝131.31xN．m
2.求作用在齿轮上的力
F＝＝2830.7N
F＝F＝3412.7×＝1030.29N
圆周力F，径向力F如图8.3所示。
3.初步确定轴的最小直径
先按课本式（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，于是得
＝112×＝26.80mm
故圆整取＝27，输入轴的最小直径显然是V带轮处的直径（图8.4）。
V带轮与轴配合的毂孔长度L1＝108mm。
4.轴的结构设计
（1）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V带轮的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径＝40mm。
V与轴配合的毂孔长度L1＝108mm，故Ⅰ-Ⅱ的长度取＝108mm。
2）初步选择深沟球轴承。
参照工作要求并根据＝40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承（GBT276—1994）6009型，其尺寸为d×D×B＝45mm×75mm×16mm，故＝＝45mm；左端深沟球轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm。
轴段VI的长度与轴承宽度相同,故取＝16mm。
3）取安装齿轮处的轴段＝50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮的宽度为90mm，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＝86mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝4mm，则＝58mm。
轴环宽度,取＝10mm。
4）轴承端盖的总宽度为27.25mm（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＝57.25mm。
=16+14+（90-86）=34mm。
至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。
ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ
图8.3高速轴的结构设计示意图
（2）轴上的零件的周向定位
齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。
按＝50mm由课本表6-1查得平键截面b×＝427.445N．m
1.求作用在齿轮上的力
因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=315
F＝＝＝2607.48N
F＝F＝2607.48×＝938.7N
低速级小齿轮的分度圆直径=71.13mm
＝＝＝11363.98N
F′＝F′＝11363.98＝4264.07N
F＝tan＝11363.98×＝2833.36N
圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图8.5所示。
3.初步确定轴的最小直径
先按课本式（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，于是得
＝112×＝39.2mm
4.轴的结构设计
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了保证轴的强度要求，故取＝＝50mm。
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,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据＝50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30210型，其尺寸为d×D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则＝35.75mm。
3）取安装齿轮处的轴段＝60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮的宽度为65m，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＝61mm，则＝39.75。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝6mm，则＝72mm。
轴环宽度。
Ⅳ-Ⅴ段为小齿轮，其宽度为95mm，故＝95mm，=92.25mm。
至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。
ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ
图8.5中间轴的结构设计示意图
表8.2中间轴结构设计参数
段名
参数
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
直径mm
50m6
60H7n6
72
60H7n6
50m6
长度mm
39.75
61
91.25
95
35.75
键b×
18×11×60
18×11×90
C或Rmm
Ⅰ处
2×45o
Ⅱ处
R2
Ⅲ处
R2
Ⅳ处
R2
Ⅴ处
R2
Ⅵ处
R2
（2）轴上的零件的周向定位
齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。
按＝60mm由课本表6-1查得平键截面b×=417.39rmin
1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6009的基本额定动载荷C=21kN，基本额定静载荷=14.8N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×1242.2+0）N
=1490.64N
3）验算轴承寿命
Lh=10660n（CP）ε
=111646h>=72000h
故所选用轴承满足寿命要求。
确定使用深沟球轴承6009
2．中间轴上的轴承选择与计算
由轴II的设计已知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30210型=0，Fr=938.7转速n=120.98rmin
1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知单列圆锥滚子轴承30210的基本额定动载荷C=73.2kN，基本额定静载荷=92.0kN
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×938.7+0）N
=1126.44N
3）验算轴承寿命
故所选用轴承满足寿命要求。
确定使用单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30210型。
3．输出轴上的轴承选择与计算
由轴Ⅲ的设计知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30217型，=2700，Fr=4007.1ε=3，转速n=35.07min
1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知单列圆锥滚子轴承（GBT297—1994）30217的基本额定动载荷C=178kN，基本额定静载荷=238kN
2）求轴承当量动载荷P
因为=2700，Fr=4007.1径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=1，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则
P=（X+Y）=1.×（1×4007.1+1×2700）N=6707.1N
3）验算轴承寿命
Lh=10660n（CP）ε=126124h>=72000h故所选用轴承满足寿命要求。
确定使单列圆锥滚子轴承（GBT297—199
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