课程设计-带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器(直齿)讲解

目录一设计题目 (2)二应完成的工作 (2)三传动装置总体设计方案 (2)1..................................................................................... 电动机的选择. (2)2..................................................................................... 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (3)3..................................................................................... 计算传动装置的运动和动力参数 (3)4 (V)带的设计和带轮设计 (4)5..................................................................................... 齿轮的设计 (5)6..................................................................................... 传动轴承和传动轴的设计 (6)7..................................................................................... 使用寿命计算. (10)8..................................................................................... 箱体结构的设计......................................109.润滑密封设计....................................12四. 设计小结......................................13、设计题目带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器（直齿）给定数据及要求：已知条件：运输带拉力F（N）=1250 N.m；运输带工作速度v=1.3m/s；滚筒直径D=240mm ；二、应完成的工作1.减速器装配图 1 张；2.零件工作图 3 张（轴、齿轮）3.设计说明书 1 份。

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总1为V带的传动效率, 2为轴承的效率，3为对齿轮传动的效率，（齿轮为7 级精度，油脂润滑）4为联轴器的效率， 5 为滚筒的效率查机械设计手册知：η带＝0.96 η齿＝0.97 η轴＝0.98 η联＝ 0.99 η卷＝ 0.963 ηα=η 带η齿η 轴η联η卷=0.96*0.97*0.984*0.99*0.96=0.8321.电动机的选择工作机效率电机效率P w=F N V/1000=1250*1.3/1000=1.625kw 1000 60v滚筒轴工作转速为n＝=103.5r/min，D经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝3～6，则总传动比合理范围为i '总＝6～24，电动机转速的可选范围为n ＝i'总× n＝（6～24）× 103.5＝620.7~2484r/min。

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Y1325-8 的三相异步电动机，额定功率为 2.2kw 满载转速n m 710 r/min，同步转速750r/min，总传动比 6.9 。

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 满和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i总＝ n 满/n＝ 6.9（2）分配传动装置传动比i总＝i0×i式中i0,i 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i0 ＝2.0（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i ＝i 总/i0 ＝3.5取齿轮传动比为 3.53.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n ＝n m /i0 ＝236.7r/minnⅡ ＝nⅠ /i 1＝102.9r/min（2）各轴功率PⅠ ＝p d × 1 ＝ 1.835WPⅡ ＝pⅠ ×η2× 3＝ 1.744kWPⅢ ＝PⅡ ×η2× 3 ＝1.692 kW（3）各轴转矩电动机轴的转矩T d =9550 P d=25.704N·m n m所以: TⅠ ＝T d ×i0×1 =74.028N ·mTⅡ ＝TⅠ ×i1×1× 2 =161.854N ·mTⅢ ＝TⅡ ×i2× 2× 3=361.17N·m运动和参数结果如下表4.V 带的设计和带轮设计(1) 确定V 带型号，由书上表和书上图确定选取 B 型普通V带小带轮D1取。

D1 =140mm，D2 i D1(1-E)=410mm(2) 验算带速： 5.2m/s(3)确定带的基准长度0.7 D1 D2 a0 2 D1 D2 a0 为中心距a o=1.5(D 1+D2)=825mm带长=5209由书上表确定带长L d =5209mm(4)确定实际中心距a= 927mm(5)验算小带轮的包角=122>120(6)计算V带的根数:z由书上表8-3 8-4 8-5 8-6 得额定功率P0 =1.82kw功率增量P0 =0.22kw i=2.9 (i>2)包角系数K a=0.86带长系数K L=1.181.61 取 2 根因结果只比2小一点，可取Z=2,即需2普通B型V带(7) 计算初拉力F0 及作用在轴上的力 F Q①根据书上计算公式得=408N②压轴力 F Q，根据书上公式得：作用在轴上的压力=714N5.齿轮的设计1.选择齿轮材料、热处理、精度等级及齿数材料：所设计齿轮传动属于闭式传动，为使结构紧凑，选用45 钢, 该对齿轮为硬齿面齿轮，热处理工艺：表面淬火,齿面硬度40~50HRC。

运输机一般工作机器，速度不高，因此由表可选择齿轮精度为9 级。

取齿数Z1 =24，u=2，Z2 =u× Z1 =48，大齿轮转速102.9r/min，由图查得弯曲疲劳极限应力 F lim =730MPa，由图查得接,疲劳极限应力Hlim =600MPa。

查表得S F=1.25 ,S H=1.1，Z H=2.5，Z E=188.2.齿根弯曲疲劳强度设计1)确定许用弯曲应力FP取，则：=81Mpa2)选择载荷系数K ，取K=1.23)确定复合齿形系数Y FS 。

因大、小齿轮选用同一材料及热处理，则FP相同，故按小齿轮的复合齿形系数Y FS1代入即可，由图查得Y fa1=2.73Y fa2=2.17F Q为4)Z V1=20.71,，Z V2=82.82 即有按 1及 V 1.695从图 5—41中查得，将上述各参数代入求 m n 式中，得：按表 5—1 取标准模数 mn=2mm 。

则中心距a=1/2(d1+d2)=1081.66）计算传动的几何尺寸b 1=68 b 2=603. 校核齿面的接触疲劳强度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d ⅠⅡ, 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 K a 1.5Tc=KT=1.5*T=161.85N.m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 , 所以 选用直径 d=55 的挠性联轴器，许用转矩为 1250N.m 。

许用转速 250r/min 。

长度为 110mm 。

⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①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 d=55,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 7013C 型.850Mpa<1120MPa由于 H HP，故接触疲劳强度足够6. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴的设计⑴.求输出轴上的功率 P 3，转速 n 3，转矩T P 3 =1.692KWn 3=102.9r/min⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 2 =168 mmT 3 =361.17N ．mF r = 701N F a = 0⑶.初步确定轴的最小直径 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C=100轴的各段采用长度，l1=50mm,l2=96mm,l3=48mm,l5=20mm,l6=10mm,l7=19mm至此, 已初步确定了轴的各端直径和长度2.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7013C型的角接触球轴承,a=18.7mm,=2235N=1967N421N1159N23.6N.m =64.9106.2N.m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22M 12( T 3 )2ca= = caW前已选轴材料为 40Cr 。

查表 15-1得[ 1 ]=60MP a ca 〈 [ 1] 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度 . ⑴ . 判断危险截面截面 A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用。

所以 A Ⅱ Ⅲ B 无需校核.从应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看 , 截面Ⅵ和Ⅶ处的配合引起的应力集中最严重 , 从受载来看 , 截面 C 上的应力最大 .截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近 , 但是截面Ⅵ不 受扭矩作用,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 .截面 C 上虽然应力最大 ,但是 应力集中不大 , 而且这里的直径最大 ,故 C 截面也不必做强度校核 , 截面Ⅳ和Ⅴ显 然更加不必要做强度校核 .由第 3 章的附录可知 , 键槽的应力集中较系数比过盈 配合的小，因而 , 该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可 .⑵ . 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.1 d 3= 0.1*70 3=34300 抗扭系数 w T =0.2 d 3=0.2*703=68600截面Ⅶ的右侧的弯矩 M 为 189.0N.m 截面Ⅳ上的扭矩 T 3为 T 3 =521 N m 截面上的弯曲应力Mb 55.1MPa W截面上的扭转应力T = T3=75.9MPa TW T轴的材料为 40Cr 。