圆柱齿轮减速器设计任务书

圆柱齿轮减速器设计任务书
一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号2 1带式运输机的工作原理
（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）
2工作情况：已知条件
1)工作条件：三班制，使用10年，连续单向运转，载荷较平
稳，小批量生产，；
2)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；
3)运输带速度容许误差：±5%；
4)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

3原始数据
题号
参数
2
运输带工作拉力F/KN 2200
运输带工作速度v/(m/s) 2
卷筒直径D/mm 300
注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。

d
2
=
86
.
13
cos
2
80
cos
2
⨯
=
β
n
m
z
=164.80mm
计算齿轮宽度
B=mm
mm
d20
.
41
20
.
41
1
1
=
⨯
=
Φ
圆整得：45
2
=
B50
1
=
B
小齿轮3维图：
大齿轮3维图
45
2
=
B
50
1
=
B
大齿轮3维图：
4.轴的设计
级别
1Z 2Z
n m
β
n α
齿宽
高速级 20 80 2
'1352o
20o
1B =50mm,2B =45mm 低速级 24 68
2.5 '1358o 1B =70mm,2B =65mm
（2）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27d mm -=ⅡⅢ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 30=半联轴器与
轴配合的轮毂孔长度 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 略短一些,现取38l mm -=ⅠⅡ
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27d mm -=ⅡⅢ,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
30306
型
.
其
尺
寸
为307220.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故取d Ⅲ-Ⅳ=20mm
3） 右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查得轴承
轴肩的高度h=2.5mm ，因此取d Ⅳ-Ⅴ=35mm 。

4） 取安装齿轮处的轴段50d mm =Ⅴ-Ⅵ;因小齿轮直径较小，固
直接把齿轮和轴做成一起 。

5） 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mm l 30= ,故取mm l 50=-ⅢⅡ.
6)l -ⅡⅢ段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。

取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,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=8mm ,已
知滚动轴承宽度T=20mm ,
27d mm -=ⅡⅢ
mm D 30=
38l mm -=ⅠⅡ
27d mm -=ⅡⅢ
d Ⅲ-Ⅳ=20mm
d Ⅳ-Ⅴ=35mm
50d mm =Ⅴ-Ⅵ
mm l 30=
mm l 50=-ⅢⅡ
a=16mm s=8mm ,
l Ⅵ-Ⅶ=6mm 105l mm =IV-V
38mm l =Ⅶ-VIII
第Ⅱ根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为45mm，小齿轮齿宽为70mm，取l
Ⅵ-Ⅶ
=6mm,则可计算：
105
l mm
=
IV-V
38mm l=
Ⅶ-VIII
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
（3）轴上的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面66
b h mm mm
⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配
合为
7
6
H
k；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，
此处选轴的尺寸公差为k6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1.245
⨯︒，各处的倒圆角标注在图中。

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,
对于30306型的圆锥滚子轴承,a=15mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
2312069189
L L mm mm mm +=+=
66
b h mm mm ⨯=⨯
312369
1615.5589.8189NH t L F F N L L =
=⨯=+ 2223120
1615.51025.7189
NH t L F F N L L ==⨯=+
a F 22320.4NV r NV F F F N =-= 70776H M N mm =⋅ 1V M =34221.6N m •m 2V M 22108.6N mm =⋅
2211
78815H V M M M N mm =+=⋅
274148M N mm =⋅ 载荷
水平面H
垂直面V
FNH1=589.8N FNH2=1025.7N
FNV1=285.18N FNV2=320.4N
MH= 70776 N m •m
1V M =34221.6
N m •m
2
V M 22108.6N mm
=⋅
支反力 FNH1=589.8N FNH2=1025.7N FNV1=285.18N FNV2=320.4N
弯矩 MH= 70776 N m •m
1V M =34221.6N m •m
2V M 22108.6N mm =⋅
总弯
矩
1M 78815N mm =⋅ 274148M N mm =⋅
扭矩 T3=33 280N mm •
6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且α≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。

当扭转切应力为静应力时取α≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取α≈0.6）
1）计算轴的应力
2222
13
()78815(0.633280)18.960.135ca M T Mpa W mm ασ++⨯===⨯ 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此σca<[σ-1]，故安全。

第一跟轴的3维图： 4.2 中间轴的设计 （1）由前计算列出Ⅰ轴上各数据
1
M 78815N mm =⋅
274148M N mm =⋅
T3=33 280N mm •
18.96ca Mpa σ=
功率 转矩 转速 直径 压力角
4.82Kw 127.840N ·mm 360r/min
61.86mm
20°
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为 3d =61.86mm 而 F t =
12T d =Ⅰ
21278404133.261.86
N ⨯= F r = F t
'
tan tan 204133.21550cos cos1358o
n N αβ=⨯=o F a = F t tan β=4133.5×'tan1352o =1027.5N 圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图示: 3. 初步确定轴的直径
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315361-表P 取112=o A
3
3
3min 3
4.82
11226.6360
o P d A mm n ==⨯=
4. 轴结果的设计
(1)拟定轴上零件的传动方案。

如图所示
(2)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min 26.6d mm =,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接
触
球
轴
承
30307
型
.
其
尺
寸
为
358022.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故取d d =Ⅰ-ⅡⅤ-Ⅵ=36mm 2)取安装齿轮处的轴段40d d mm ==Ⅱ-ⅢⅣⅤ;左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒
F t = 4133.2N F r =1550N
F a =1027.5N
min 26.6d mm =
min 26.6d mm =
d d =Ⅰ-ⅡⅤ-Ⅵ=3
6mm
40d d mm ==Ⅱ-ⅢⅣⅤ
66l mm =Ⅱ-Ⅲ l =Ⅳ-Ⅴ42mm
46d mm =Ⅲ-Ⅳ 14l mm =Ⅲ-Ⅳ
't 1232123
()3411t NH F L F L L F N L L L ++==-++
'1t 24227NH t NH F F F F N =++=-
1306457.5H M N mm =⋅ 2192897.5H M N mm =⋅
而对于垂直面上，如下图，可列出关系式，
0y ε=： '120NV r r NV F F F F +-+=
0M ε=： ''122123()()0r l r NV F l Ma F l l Ma F l l l --+-+++= 11798.5NV F N =- 2853.9NV F N =
111118690v NV M F l Ma N mm =+=-g
286907v M N mm =-g
22
111271900H V M M M N mm =+=⋅
2249090M N mm =⋅
载荷
水平面H
垂直面V
支反力 FNH1=3160N
FNH2=2588.7N
11798.5NV F N =-2853.9NV F N =
弯矩
1208560H M N mm =⋅ 2142380H M N mm =⋅
1118690v M N mm =-g 286907v M N mm =-g '11490.2M N mm =g '246964M N mm =⋅
总弯矩 1M 271900N mm =⋅ 2249090M N mm =⋅
扭矩
T3=215.3N m •
6. 按弯扭合成应力校核轴的强度
FNH1=3160N FNH2=2588.7N 11798.5NV F N =-
2853.9NV F N =
1208560H M N mm =⋅ 2142380H M N mm =⋅ 1118690v M N mm =-g
286907v M N mm =-g
'11490.2M N mm =g
'246964M N mm =⋅
1
M 271900N mm
=⋅2249090M N mm =⋅
T3=215.3N m •
45.21ca Mpa σ=
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截
面C的强度）根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且α≈0.6（式
中的弯曲应力为脉动循环变应力。

当扭转切应力为静应力时取α≈0.3；
当扭转切应力为脉动循环变应力时取α≈0.6）
1）计算轴的应力
2222
1
3
()271900(0.6127840)
45.21
0.140
ca
M T
Mpa
W mm
α
σ
++⨯
===
⨯
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa
因此σca<[σ-1]，故安全。

中间轴的3维图：
4.3 低速级轴的设计
（1）由前计算列出Ⅰ轴上各数据
功率转矩转速直径压力角
4.63Kw 347420N·mm 172.2r/mi
n
175.26mm 20°
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为
1
d=175.26mm
而 F
t
=
1
2T
d
=
Ⅰ
2347420
4133.2
175.26
N
⨯
=
F
r
= F
t'
tan tan20
4133.21550
cos cos1358
o
n N
α
β
=⨯=
o
F
a
= F
t
tanβ=4133.5×'
tan1352
o=1027.5N
圆周力F
t
，径向力F
r
及轴向力F
a
的方向如图示:
F
t
=1615.5N
F
r
=605.6N
F
a
=588N
min
37.12
d mm
=
3. 初步确定轴的直径
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315361-表P 取112=o A
3
3
3
min 3
4.63
11237.12127.2
o P d A mm n ==⨯= 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-d （图下所示）,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114343-表P ,选取3.1=A K 3 1.3347420451360ca a T K T N mm ==⨯=⋅
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查表选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500 000N ⋅mm,半联轴器的孔径1140,40.112.84d mm d mm L mm L mm
-====ⅠⅡ故取半联轴器的长度半联轴器与轴配合的毂孔长度为 4. 轴结果的设计 (1)拟定轴上零件的传动方案。

如图所示
(2)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47d mm -=ⅡⅢ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mm D 50=半联轴器与
轴配合的轮毂孔长度 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 略短一些,现取
82l mm -=ⅠⅡ
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47d mm -=ⅡⅢ,
451360ca T N mm =⋅
47d mm -=ⅡⅢ
mm D 50=
82l mm -=ⅠⅡ 47d mm -=ⅡⅢ
d Ⅲ-Ⅳ=29mm
d Ⅳ-Ⅴ=60mm
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,
对于30310型的圆锥滚子轴承,a=29mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
23
64127191
L L mm mm mm
+=+=
载荷 水平面H 垂直面V
支反力
FNH1=2748N FNH2=1385N FNV1=559.2N FNV2=990.8N
弯矩 MH= 175872 N m •m
1V M =63411.2N m •m
2V M 153451N mm =⋅
总弯矩
1M 186954N mm =⋅ 2233406M N mm =⋅
扭矩 T3=374420N mm •
6） 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C 的强度） 根据[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且α≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。

当扭转切应力为静应力时取α≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取α≈0.6）
1）计算轴的应力
22
22
13()233406(0.6374420)19.470.155ca M T Mpa
W
mm
ασ++⨯=
=
=⨯
前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此σca<[σ-1]，故安全。

低速级轴的3维图：
2233406M N mm =⋅
T3=374420N mm •
19.47ca Mpa σ=
4.4 精确校核轴的疲劳强度
1) 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面I V 和II V 处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。

截面I
V 的
应力集中的影响和截面II V 的相近，但截面不I V 受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。

截面C 上虽然应力最大，但应力集中
不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C 也不必校核。

截面V I 和V 显然更不必校核。

键槽的应力集
中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV 左右两侧即可。

2)
截
面
IV
左侧 抗弯截面系
数 33327463651.01.0mm d W =⨯==
抗扭截面系数
33354925652.02.0mm d W T =⨯==
截面IV 左侧的弯矩M
mm N M M ⋅=-⨯=-=176430127
31
12711.102127311271
W 3
27463mm = =
T W 354925mm
ασ =MPa 42.6
3
N
9．箱体及其附件的结构设计
1）减速器箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。

下面对箱体进行具体
设计：
1.确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。

首先要确定合理的箱体壁厚δ。

根据经验公式：mm T 81.04≥=δ（T 为低速轴转矩，N ·m ） 可取mm 5.8=δ。

为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较
厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。

2.合理设计肋板
在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。

3.合理选择材料
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。

2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。

视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。

（2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹。