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

1、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

2、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

3、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57000.75（10000.96）4.45 kw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： PP4.450.8245.40 kw ,要求电动机输出功率为P5.40 kw型号执行机构的曲柄转速为33.31 rmin经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比24，二级圆柱齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动

4、机转速的可选范围为：（16160）33.311661332.459rmin按电动机的额定功率P，要满足PP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Y132M26的三相异步电动机，额定功率P为5.5 kw，额定电流8.8 A，满载转速960 rmin，同步转速1000 rmin。选用型号Y132M26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：96034.9528.820（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

5、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 9602.5384 rmin中间轴 417.393.39113.274 rmin低速轴 120.983.3933.414 rmin滚筒轴 =33.414rmin各轴输入功率：高速轴 P5.50.965.28 kW 中间轴 25.280.990.975.07 kW 低速轴 25.070.990.974.7

6、7 kW滚筒轴 24=4.770.990.994.675 kW各轴输入转矩：电动机输出转矩：9550 95505.596054.71 Nm高速轴 955095505.28384131.31 Nm中间轴 955095505.07113.274427.445 Nm低速轴 955095504.7733.411363.30 Nm滚筒轴 955095504.67533.411226.15Nm 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴滚筒轴功率PKW5.55.285.074.774.675转矩T（Nm）54.71131.31427.451363.301336.154转速n（rmin）960384113.27433.4

7、1433.414传动比i2.53.393.39效率0.960.97020.97600.9702计算步骤结果六、 设计带和带轮（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 5.56.6 kw（b） 选择带的带型根据6.6 kw，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100 mm。b) 验算带速5.024 ms因为5 ms30 ms ，故带速合适。c) 计算大带轮的基准直径大带轮基准直径2.5100250 mm ，式中为带传动的传动比，根据课本表8-8，圆整为25

8、0 mm 。（d） 确定V带的中心距和带的基准长度由于0.72，所以初选带传动的中心距为：1.5525 mm所以带长为： =1610.49 mm查课本表8-2选取v带基准长度1600 mm，传动的实际中心距近似为：+519.76 mm圆整为520 mm，中心距的变动范围为：-0.015496 mm+0.03568 mm故中心距的变化范围为496568 mm 。（e） 验算小带轮上的包角163.47o90o，包角合适。（f） 计算带的根数z因100 mm，带速v5.024 ms，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0.95 kw，额定功率增量0.11

9、 kw 。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0.10 kgm,故:单根普通带张紧后的初拉力为155.17 N（h） 计算压轴力压轴力的最小值为: 22122.07 N（i） 带轮结构V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z7，小带轮基准直径100 mm，大带轮基准直径250 mm。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bdmmmmmmemmfminmmA11.0 2.758.7150.3938o大

10、带轮宽度:B=(z-1)e+2f=108 mm 1.2=6.6 kwA型100 mm=5.024 ms250 mm=1610.49 mm1600 mm520 mm=163.47o取=7=2122.07 N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（GB 1009588)。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。

11、c) 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i2243.3981.36，取Z282。d) 初选螺旋角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 T427.445103 Nmm3) 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ZE189.8 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Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。6) 计算应力循环次数。60nj 60113.27

12、1000（2830010）3.261080.961087) 由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN21.0。 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:=0.956005701.0550550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91.26 mm2) 计算圆周速度。0.627ms3) 计算齿宽b和模数。计算齿

13、宽b b91.26 mm计算摸数 =3.69mm4) 计算齿宽与高之比齿高 j 603841（2830010）1.11093.261081) 由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。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:=0.906005400.95550522.5（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v3) 计算齿宽 4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数；直齿轮，；由表查得使用系数由课本表10-4用插值法查得7级精度、小

14、齿轮相对支承非对称布置时，K1.293；由8.55，K1.293查图10-13得 K1.25；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，由式得7) 计算模数 3. 按齿根弯曲强度设计由式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K0.85；K0.88。3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4303.57 Mpa238.86Mpa4) 计算载荷系数 5) 查取齿形系数由表查得；。6) 查取应力校正系数 由表查得；。7) 计算大小齿轮的，并

15、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d77.44来计算应有的齿数 取z31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a160 mm。z31 z3.3936=122.04取z122， （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P4.77 KW 33.414rmin 1363.305Nm2

16、. 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 F8939.70 NFF8039.703011.77NFFtan8039.702234.926N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11258.53（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

17、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（GBT43232002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d165 mm，故取65 mm，半联轴器的长度L142 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm。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,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径80 mm；左端2) 用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D85 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107 mm，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L1略短一些,现取105 mm。

18、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80 mm，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（GBT 2971994）30217型，其尺寸为dDT85 mm150 mm30.5 mm，故85 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则44.5 mm。4) 取安装齿轮处的轴段90 mm；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90 mm，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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h7 mm，则10

19、4 mm。轴环宽度,取12 mm。5) 轴承端盖的总宽度为37.5 mm(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67.5 mm。=30.5+14+(90-86)=48.5 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度 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90 mm由课本表6-1查得平键截面b 131.31x Nm2. 求作用在齿轮上的力F2830.7NFF3412.7 1030.29N圆周力F，径向力F如图8.3所示。3. 初步确定轴

20、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11226.80 mm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L1108 mm。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,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径40 mm。V与轴配合的毂孔长度L1108 mm，故-的长度取108 mm。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（GBT 2761994）600

21、9型，其尺寸为dDB45 mm75 mm16 mm，故45 mm；左端深沟球轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm。轴段VI的长度与轴承宽度相同,故取16 mm。3) 取安装齿轮处的轴段50 mm；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90 mm，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86 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h4 mm，则58 mm。轴环宽度,取10 mm。 4) 轴承端盖的总宽度为27.25 mm(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

22、距离,故取57.25 mm。=16+14+(90-86)=34 mm。至此，已初步确定了高速轴的各段直径和长度。 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50 mm由课本表6-1查得平键截面b 427.445 Nm1. 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=315F2607.48NFF2607.48 938.7N低速级小齿轮的分度圆直径=71.13mm 11363.98N FF11363.984264.07 NFtan11363.982833.36N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

23、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11239.2mm4. 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50 mm。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50 mm，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（GBT 2971994）30210型，其尺寸为dDT50 mm90 mm21.75 mm；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14 mm，则35.75 mm。3) 取安装齿轮

24、处的轴段60 mm；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h0.07d，故取h6 mm，则72 mm。轴环宽度。-段为小齿轮，其宽度为95 mm，故95 mm， =92.25mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 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-直径mm50 m660 H7n67260 H7n6 50 m6长度mm39.756191.259535.75键b181160181190C或Rmm处245o处R2处R2

25、处R2处R2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60 mm由课本表6-1查得平键截面b=417.39rmin1）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（11242.2+0）N =1490.64N 3）验算轴承寿命 Lh=10660n（CP）=111646h=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60092中间轴上

26、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（GBT 2971994）30210型 =0，Fr=938.7 转速n=120.98 rmin1）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=92.0kN2）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（1938.7+0）N =1126.44N3）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（GBT 2971994）30

27、210型。3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GBT 2971994）30217型， =2700，Fr=4007.1 =3 ，转速n=35.07min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知单列圆锥滚子轴承（GBT 2971994）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.（14007.1 +12700）N=6707.1N 3）验算轴承寿命 Lh=10660n（CP）=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（GBT 297199