带式运输机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器

2009~2010学年（一）

班级： 姓名： 学号:

机械设计课程--带式运输机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器

目 录

设计任务书…………………………………………………….1 传动方案的拟定及说明……………………………………….4 电动机的选择………………………………………………….5 计算传动装置的运动和动力参数…………………………….6 传动件的设计计算…………………………………………….7 轴的设计计算…………………………………………………10 联轴器的选择…………………………………………………14 滚动轴承的选择及计算………………………………………17 键联接的选择及校核计算……………………………………20 减速器箱体箱盖、附件的计算………………………………21 润滑与密封……………………………………………………23 设计小结………………………………………………………23 参考资料目录…………………………………………………23

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—滚筒；6—联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据

运输带工作拉力F=2.2KN 运输带速度V=1.4 m/s 滚筒的直径D=400 mm 卷筒效率=0.96

带速允许偏差（％）：+5或-5 使用年限（年）：8 工作制度（班/日）：2 四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 直齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份 六． 设计进度

1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：单级圆柱齿轮减速器。

设计内容 (一).电动机的选择和各级传动比的计算 计算及说明 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 1） 工作机所需功率Pw 结果1．电动机类Pw＝Fw×Vw=3.21kW 型和结构的选择 2）传动装置的总效率： η总=η带轴承×η联轴器×η齿轮=0.96×××0.98×0.97 =0.90 3）输出功率： Pw＝ 3.21k η总=0.90 2．电动机容P。= Pw /η总 量的选择 =3.21/0.90 =3.56KW 确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： =60×1000Vw/πD P。＝3.56kW =60×1000×1.4/π×400 =66.85r/min =66.85r/min3．电动机转按表2-1中推荐的合理传动比范围，取V带传动比速的选择

Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总

传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为 nd=i×nw=（6~20）×66.85=401.1~1337r/min

符合这一范围的 同步转速有750r/min和1000r/min两

4．电动机型种，为减少电动机的重量和价格，有表8-18选常用的 号的确定

5.计算传动比

同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M1-6,其满载转矩=960r/min

i总=/=14.36

由i总=iv×ic,取V带传动比iv=3 则齿轮传动比ic=i总/iv=4.79

各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴I 低速轴II

选Y132M1-

i总＝14.36

基本符合题目

要求，计算传

1）．计算总转速（r/min） 960 320 66.85 66.85 传动比

运动和动力参

装置的总传动分配

2）．合理分 配各级传动比

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=3.56KW

（二）.传动零件的设计计算 PC=KAP=1.2×3.56=4.27KW 据PC=4.27KW和n1=960r/min 由课本[1]P189图13-12得：选用B型V带 1、 皮带轮传由[1]课本P190表13-9，取d1=160mm>dmin=125 动的设计计算 d2=i带d1(1-ε)=3×160×(1-0.01)=470 mm 由课本[1]P190表13-9，取d2=475 选用B型V V=8m/s （1） 选择普带速V：V=πd1n1/60×1000 通V带B型 =π×160×960/60×1000 （2） 确定带 =8m/s 轮基准直径，在5~25m/s范围内，带速合适。 并验算带速 初定中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5×(160+475)mm=954mm 初步取a0=900 符合0.7(d1+d2)（适用） α= 单根V带传递的额定功率.据d1和n1，查课本表13-3 得 P1=2.66KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表 （5）确定带13-5得 △P1=0.30KW 的根数 (6) 计算轴上压力 查[1]表13-1，得Kα=0.97；查[1]表13-2得 KL=1.05 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =4.8/[(2.66+0.30) ×0.97×1.05] =1.63 (取2根) 由课本[1]表13-1查得q=0.17kg/m，单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=229N 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=902N Z=2根 FQ=902N 2、齿轮传动所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 的设计计算 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表11-1，选用价格便宜便（1）选择齿于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度轮材料与热260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为处理

(2)按齿面接触疲劳强度设计

215HBS；

45钢，调质

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精

确定有关参数如下：传动比i齿=4.79

取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=i×Z1= 4.79

×25=119.85取z2=120

故实际传动比i=120/25=4.8

由课本表11-6取φd=1.0

T1=9.55×106×P1/n1=1.02×105N/mm

模数：m=d1/Z1=69.7/25=2.82mm m取3

齿宽：b=φdd1=1.0×69.7mm=69.7mm

取b2=70mm b1=75mm

度。

m取3

分度圆直径：d1=mZ1=3×25mm=75mm d2=mZ2=3×120mm=360mm 齿轮传动的中心矩: a=(d1+d2)/2= (75+360)/2=217.5mm 取 a=218mm

齿形系数=1.59 =1.82 （课本【1】图11-9）

a=218mm

=2.72 =2.22 （课本【1】图11-8）

（3）验算轮 齿弯曲强度

(4)计算齿轮的圆周速度

计算圆周速度

V=πn1d1/60×1000=3.14×320×75/60×1000=1.26m/s 因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

da1=d1+2ha1=（z1+2ha*）m=81mm da2=d2+2ha2=（z2+2ha*）m=366mm h=（c*+2ha*）m=9mm hf=（c*+ha*）m=3.75mm ha=ha*m=3mm

V=1.26m/s

（5）齿轮几 何尺寸计算

（三）.轴的设计计算:

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[1]表14-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

1、选择轴的从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： 材料 确定 d≥C 许用应力

查[2]表14-2可得，45钢取C=110

则d≥c×(p/n)1/3=110×

2、按扭转强(3.30/66.85)1/3mm=40.35mm 度估算轴的最小直径

尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草

图。

得联轴器的型号为LT6联轴器 Y型 d=30mm

3、从轴的结构设计

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环

和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两

端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，

轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈

L=112mm

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式 （1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查设计手册可

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取 d=45mm

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

联轴器的型号LT6

d=30mm L=112mm

配合

分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=50mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固 定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=55mm， 为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=58mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

d1=45mm

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根

据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d2=50mm d6=55mm.

(4)选择轴承型号.由[2]P270初选深沟球轴承,代号为6309,查手册可得:轴承宽度B=25mm,安装尺寸D=100mm,故轴环直径d5=65mm. (5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=45mm 长度取L1=87mm

II段:d2=50mm

d3=55mm

d4=58mm

d6=55mm

4.主动轴的设计

初选用6309深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为25mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

d5=65mm

取套筒长为13mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的

宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定， L1=87mm 为此，取该段长为15mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽 度小2mm,故II段长： L2=（2+25+13+15）=55mm III段直径d3=55mm L3=L1-L=55mm Ⅳ段直径d4=58mm

长度与右面的套筒相同，即L4=71mm Ⅴ段直径d5=65mm. 长度L5=12mm 最后一段直径d6=55mm. 长度L6=28mm

L2=55mm

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表14-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联

L5=12mm

轴器相接，

L6=28mm

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

L3=55mm

L4=71mm

1）、选择轴

的材料确定许用应力

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=110

2）、按扭转 则d≥c×(p/n)1/3=110×强度估算轴的最小直径

(3.42/320)1/3mm=24.23mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=30mm

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴 上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查设计手册可

3）、轴的结得联轴器的型号为LT6联轴器 构设计

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴 承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环 和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两 端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ， 轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈

配合

分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固 定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm， 为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=42mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

d1=30mm

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根

据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d2=35mm d6=40mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为

d3=40mm

6306,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=65,故轴 环直径d5=50mm.

（5）确定轴的各段直径和长度

初选用6306深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面

d4=42mm

d6=40mm

与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该 段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=60mm

II段:d2=35mm

初选用6309深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为24mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

d5=50mm

取套筒长为29mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的

宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定， L1=60mm 为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽 度小2mm,故II段长： L2=35mm

III段直径d3=40mm L3=L1-L=50mm Ⅳ段直径d4=42mm

长度与右面的套筒相同，即L4=80mm Ⅴ段直径d5=50mm. 长度L5=25mm 最后一段直径d6=40mm. 长度L6=20mm

根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h

L2=35mm

L3=50mm

（四）.滚动轴承的选择及校核计算 1.从动轴上的轴承

(1)由初选的轴承的型号为: 6309,

查[1]表可知:d=55mm,外径D=100mm,宽度B=25mm,基本额定动载荷C=52.8KN, 基本静载荷CO=31.8KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

L4=80mm L5=25mm L6=20mm

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N (3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1根据课本P264表（14-12）取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

2.主动轴上的轴承:

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N (5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6309型的Cr=52800N 由课本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n =998953h>48000h ∴预期寿命足够

(1)由初选的轴承的型号为:6306

查[1]表可知:d=30mm,外径D=72mm,宽度B=19mm, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, 查[2]表可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则

FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1根据课本P264表（14-12）取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N (5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6306型的Cr=27000N 由课本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够

（五）.键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表10-9

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×50 GB1096-2003

大齿轮与轴连接的键为：键 18×65 GB1096-2003 轴与联轴器的键为：键14×80 GB1096-2003 2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键18×65 GB1096-2003 b×h=18×11,L=65,则Ls=L-b=47mm 挤压强度：σp =4000T/dhl=94.51< [σp] 因此挤压强度足够

键8×50

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据键 18×65 上面的步骤校核，并且符合要求。 通气器

键14×80

由于在室内使用，选通气器，采用M18×1.5 材料为 Q235 放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

（六）.减速起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 器箱体、箱盖低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 2.箱体的主要尺寸： Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×218+1= 6.45 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=5.36. 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=18.246 (取20) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 15 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 20=11 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×20=8 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×20=6 (13)定位销直径d=9 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1=22 C2=20 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=10 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径 (22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2. 采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：1.26m/s 查《课程设计》表大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半 径，所以取浸油深度为30mm。 采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油 （七）.润滑与密封： 1.齿轮润滑 盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承 内部，增加轴承的阻力。 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于 小型设备选用 2、滚动轴承L-AN15润滑油 的润滑 选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡 圈油封实现密封。 3、润滑油的轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。 选择 [1]《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可帧主编， 2006年5月 4、密封方式[2]《机械设计基础课程设计》，浙江大学出版社，陈秀 选取： （八）.参考资料目录

宁、施高义主编，2007年