带式运输机上的斜齿圆柱齿轮减速器设计

带式运输机上的斜齿圆柱齿轮减速器设计 作者： 日期：2 个人收集整理 勿做商业用途目 录一 设计题目1二 应完成的工作2三 传动装置总体设计方案21.电动机的选择32。确定传动装置的总传动比和分配传动比43。计算传动装置的运动和动力参数44.V带的设计和带轮设计55。齿轮的设计76。传动轴承和传动轴的设计157.键的设计和计算228.箱体结构的设计229. 润滑密封设计25四. 设计小结26五。 参考资料27一 设计题目:带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器给定数据及要求：已知条件：运输带所需扭矩F=1175N;运输带工作速度v=1。65m/s（允许运输带速度误差为5）；滚筒直径D=260mm；两班制，连续单向运转,载荷较平稳。环境最高温度350C；小批量生产。二 应完成的工作1. 减速器装配图1张；2. 零件工作图12张（从动轴、齿轮）；3. 设计说明书1份。 指导教师:刘昭琴三 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：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带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。传动装置的总效率为V带的传动效率， 为轴承的效率，为对齿轮传动的效率，（齿轮为7级精度，油脂润滑)为联轴器的效率，为滚筒的效率因是薄壁防护罩，采用开式效率计算。查机械设计手册知:v带= 齿= 轴承= 联轴器= 卷筒=0.96a=v带齿4轴承联轴器卷筒1。电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/11751.65/(10000。960)2。02kW滚筒轴工作转速为n=44。59r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin 方案电动机型号额定功率PKw电动机转速电动机重量N电动机效率同步转速满载转速1Y100L-2330002800340822Y132S-631000960660833Y100L2-431500142035082。5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L24的三相异步电动机，额定功率为3。0 kw额定电流8.8A，满载转速1420 r/min，同步转速1500r/min。2.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/n1420/44.5931。85(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。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3.0（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为17。05/3.010.61根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为3.71，则2.863。计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 1420/3.0473.33r/min473。33/3.71127。58r/min/127。58/2。86=44.60 r/min=44.60 r/min（2）各轴输入功率2。700.962。592kW22。5920.980.952.413kW22。4130。980.952。247kW24=2.2470。980.992.18kW则各轴的输出功率：0。98=2.5920。98=2.47 kW0.98=2.4130.98=2.364 kW0。98=2。2470。98=2。202kW0。98=2.180.98=2.14 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95502.7/1420=18.16 Nm所以: =18。163。00.96=52。30 Nm=52.303.710。960。98=182。55 Nm=182。552.860。980。95=486.07Nm=486。070。950。99=457。15 Nm输出转矩：0.98=52.300。98=51.25 Nm0.98=182.550。98=178。90 Nm0.98=486.070。98=473。35Nm0。98=457。150.98=448 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2。718.1614201轴2。5922.4752.3051。25473.332轴2。4132。364182。55178.90127.583轴2。2472。202486.07473。3544。604轴2.182.14457.1544844.604。V带的设计和带轮设计确定V带型号,由书上表得=1.12。7=2。97kw又由书上图确定选取Z型普通V带小带轮取。=90mm，带标准化取=265mm验算带速：确定带的基准长度 为中心距由书上表确定带长=1800mm 确定实际中心距a=mm验算小带轮的包角 计算V带的根数：Z由书上表得 额定功率 =0。35kw 功率增量 =0。03kw （i2)带长系数 包角系数 由因结果只比7小一点点，可取Z=7,即需7根Z型V带计算初拉力及作用在轴上的力由书上表得V带每米长质量为q=0.06kg/m根据书上计算公式得压轴力，根据书上公式得：作用在轴上的压力为 V带标记 Z 1800 GB/T11544-19975。齿轮的设计（一)高速级齿轮传动的设计计算 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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿数=24大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取Z=90 齿轮精度按GB/T100951998,选择7级，齿根喷丸强化.初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查课本选取区域系数 Z=2.433 由课本 则由课本公式计算应力值环数N=60nj =60473.331（283008）=1。0910hN= =4。4510h #（3。25为齿数比，即3。25=）查课本图得：K=0。93 K=0。96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1，安全系数S=1,应用公式得：=0。93550=511。5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表得： =189。8MP 由表得: =1T=95。510=95.5102。47/473。33=6.410N.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=53。84mm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。00=4.50 = =11。96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=1.07，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+0.231053.84=1.54查课本由表1013得: K=1。35查课本由表103 得： K=1。2故载荷系数:KK K K K =11。071。21.54=1。98按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=53.84=57.08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48。6kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3。712489。04传动比误差 iuz/ z90/243.75i1%5%，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos90/ cos1498.90 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KKK K K K=11。071.21.351。73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表得:齿形系数Y2.592 Y2。211 应力校正系数Y1.596 Y1。774 重合度系数Y端面重合度近似为1.883.2（）1。883.2(1/241/90）cos141.66arctg（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。77Y11.7714/1200。79 计算大小齿轮的 查课本由表得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T13571987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=57.80来计算应有的齿数。于是由:z=28。033 取z=28那么z=3。7128=103。88=104 几何尺寸计算计算中心距 a=136.08将中心距圆整为137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=58.95d=218.95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45钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.8630=85.8 圆整取z=86 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查课本由图选取区域系数Z=2。45试选，查课本由图查得=0。83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 查课本由图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。98550/1=517540。5查课本由表106查材料的弹性影响系数Z=189。8MP选取齿宽系数 T=95。510=95.5102。3/127。58=17。2210N。m =68。542。 计算圆周速度 0。4583。 计算齿宽b=d=168。54=68。544. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252。24=5.04 =68.54/5。04=13.605。 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。231068.54=1.4362使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1。04 K=1。35 K=K=1。2故载荷系数K=11.041。21。4231=1.7767。 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=68。54计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1) 计算小齿轮传递的转矩143.3kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面,故取z30，zi z2.863085.8传动比误差 iuz/ z86/302。866i0.02%5，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12（5）载荷系数KKK K K K=11。041。21。351.6848(6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232。056 zz/cos86/ cos1291.98由课本表查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重合度 2。03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 查课本由图得齿轮弯曲疲劳强度极限 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= 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/T13571987圆整为标准模数，取m=3mm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=72.91来计算应有的齿数.z=27.77 取z=30z=2.8630=85.8 取z=86 初算主要尺寸计算中心距 a=118。37将中心距圆整为119 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。34d=175.51 计算齿轮宽度圆整后取 齿轮各设计参数附表1. 各轴转速n（r/min)（r/min）（r/min）（r/min)473.33127。5844。6044。602. 各轴输入功率 P(kw)(kw）（kw）(kw）2.592 2。4132.2472。183. 各轴输入转矩 T（kNm)（kNm）(kNm） (kNm)52。30182。55486.07457。156。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P=2.247KW =44。60r/min=486.07Nm。 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =175。51 而 F= F= F F= Ftan=5538。940。246734=1362。58N。 初步确定轴的最小直径先按课本152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LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,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 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 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7010C型。DB轴承代号 45851958。873。27209AC 45851960。570。27209B 451002566。080。07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270。97010AC 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7010C型轴承定位轴肩高度mm， 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm，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3.5,取。轴环宽度，取b=8mm。 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.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此，已初步确定了轴的各端直径和长度。5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图， 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册表.对于7010C型的角接触球轴承,a=16。7mm，因此，做为简支梁的轴的支承跨距。 从动轴的载荷分析图：6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表151得=60MP1。215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8。5轴承端盖外径+（55。5)120（1轴）125(2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴)9。 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的，且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大,化学合成油，润滑效果好.密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研.而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。四。 设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处.通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。1. 机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、AUTO CAD、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用.3. 在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师张老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。五。 参考资料：1。机械设计基础高等教育出版社2。机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3。现代工程图学教程 湖北科学技术出版社。2002年8月版4.机械零件设计手册 国防工业出版社1986年12月版5.机械设计手册 机械工业出版社2004年9月第三版6.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社2001年10月版7。机械课程设计指导书 第二版其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。8。AutoCAD2005机械制图 机械工业出版社附图：装配图 零件图31