二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

二级直齿圆柱齿轮减速器设计 说明书 1 绪论 输送带一般可分为普通输送带和特殊结构输送带。普通输送带主要用于通用固定式、绳架吊挂式及可伸缩式带式输送机。特殊结构输送带包括钢绳牵引输送带、旅客输送带、花纹输送带、挡边输送带、防撕裂输送带、无覆盖胶输送带等。输送带一般由覆盖层、带芯、隔离层三个组成。 所以带式输送机具有运行可靠、连续、高效 ,易于实现自动化和对地形适应性强等优点 ,是散状物料连续运输的主要设备。据有关资料介绍 ,法国输送机单机长度已达 15 差为 1 滚筒的驱动功率达 1 050 计带速达 s,年运量达 4 亿 t。在澳大利亚的一个采矿场 ,输送机通过多机串联运距长达上百公里。目前我国的带式输送机也正在向长距离、高带速、大运量、大功率方向发展。由于我国用刚性理论来分析研究带式输送机并制订计算方法和设计规范 ,设计中对输送带使用了很高的安全系统 (一般取 n=10 左右 ),实际上输送带是粘弹性体 ,而不能简单地用刚体力学来解释和计算。长距离带式输送机其输送带对驱动装置的起、制动力的动态响应是一个非常复杂的过程 ,如何降低输送带的设计安全系统 (输送带安全系数n=5 6),延长带式输送机使用寿命 ,确 保了输送机运行的可靠性 ,传动问题是大型输送机的关键技术 ,它关系到输送机的技术性能和经济效益。目前国内外大都采用以下可控传动技术来解决输送机的传动问题。 传动时间随带式输送机主参数可以在一定范围调节 ,使输送机按照预先设定的传动速度图平稳运行 ,并能实现满载传动 ;在多机驱动时具有功率平衡的功能 ;电动机能空载传动 ,降低对电网的冲击 ;具有过载保护功能 近几年来 ,国内外相继开发成功了多种形式的软传动装置 : 液粘性软传动装置 ,如澳大利亚的 统、美国的 ; 液力型软传动装置 ,如调速型液力偶合器、加长后辅液力偶合器等 ; 电气型软传动装置 ,如变频调速、可控硅控制开关磁阻传动等 ; 机械式软传动装置 ,如 国力士乐公司的辅助液压马达周转齿轮系统等。 2 设计书 设每日工作 8小时，工作寿命 10年。单向连续运转，有轻微冲击，室外工作，灰尘较大，小批量生产，卷筒效率 输机允许速度误差 表一 : 运输带拉力 F（ 2 运输带工作速度 V（ m/s） 筒直径 D（ 280 3 设计要求 张。 张。 份。 4 设计步骤 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 , 其传动方案如下： 图一 :(传动装置总体设计图 ) 电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。根据文献 1（机械设计 机械设计基础课程设计指导赵又红 周知进主编 辽中南大学出版社）附表 2 3 确定部分效率如下： 弹性联轴器：1 （两个） 滚动轴承（每对）： （共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：3 （精度 7 级） 传动滚筒效率： 得电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率 : 2 4 2 2 4 21 2 3 4 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 6 0 . 8 4 同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。 三相异步电动机常用的同步转速有 000 r ， 500 r ， 000 r ， 50 r ，常选用 500 r 或 000 r 的电动机。 32 . 9 1 . 4 5 1 0 2 . 91 0 0 0 1 0 0 0w W K W K W 2 . 9 3 . 4 50 . 8 4wd W 6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 1 . 4 5 9 8 . 9 5 / m i 圆整取 99r/查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 9 25， 电动机转速的可选范围为 n i n（ 9 25） 98 882 2450r/ 根据容量和转速，由机械设计出版社出版的机械设计手册一卷（ 2）（查出 合考虑电 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择电机型号为 主要参数如下： 表 2动机相关参数 定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比 由电动机的满载转速 9 6 0 / m 工作机主动轴的转速 9 9 / m 得总传动比： 960/ 9 . 6 999n n 理分配各级传动比 由于减速箱是展开布置，所以 21 ) ，由21 2 21 i i i 得低速级传动比为29 . 6 9 2 . 6 31 . 4 1 . 4 。 型号 额定功率 满载转速 轴伸尺寸 D E 中心高 键槽宽 F 60 r/8 80320从而高速级传动比为121 . 4 1 . 4 2 . 6 3 3 . 6 8 。 表 2动比分配 总传动比 电机满载转速 高速轴 中间轴 滚筒转速 960r/2i =3i =9r/算传动装置的运动和动力参数 轴转速 n 960r/n 1/ 960/221r/n n /2i 221/2r/n = n =72r/ 各轴输入功率 P1 Pp 23 PP 23 PP 2 1= 各轴输入转矩 1T = 0i 1 N m 电动机轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩550550 60=所以 : T=955011 =m T 955022m T 955033m T=955044m 动和动力参数结果如下表 电动机轴 功率 转矩 转速 1 轴 60 2 轴 60 3 轴 9 4 轴 9 轮的设计 1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 齿轮类型 选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照 2中表 10择 7级精度（ 材料 由 2中 10择择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮为 45钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40 试选择小齿轮齿数 1 20z 大齿轮齿数 2 1 1 74z i Z 设计准则 :先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2、 按齿面接触强度设计 A. 确定公式内各计算数值 (1) 试选载荷系数 3.1) 小齿轮转矩1 3 3 T N m(3) 由文献 2中表 10得材料弹性影响系数 (4) 齿宽系数：由文献 2中表 10 7 知齿宽系数 1d(5) 由文献 2中图 10齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限001 ；大齿轮接触疲劳强度极限li m 2 550H M P a 。 (6) 计算应力循环次数 8116 0 6 0 9 6 0 1 2 1 0 3 0 0 8 6 . 3 1 0 1 0hN n j L 8 82 1 16 . 3 1 0 1 0/ 1 1 04 . 2 2N N u (7) 由文献 2中图 101 2 (8) 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 安全系数 S=1 由文献 2中式 10 1 l i m 11 0 . 9 2 6 0 0 5 5 2H N M P 2 l i m 22 0 . 9 6 5 5 0 5 2 8H N M P B. 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径21 1311 212 . 3 2 t 243 1 . 3 3 . 3 9 2 1 0 3 . 6 8 1 1 8 9 . 82 . 3 2 1 3 . 6 8 5 2 8 (2) 计算圆周速度 v 11 4 6 . 7 2 9 6 0 2 . 5 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s (3) 计算齿宽 b 1 47d m m (4) 计算齿宽与齿高比 114 6 . 7 2 2 . 3 320 取值 高 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 5 . 6 2 5 47 8 5 5 (5) 计算载荷系数 据 v m s ， 7 级精度。由图 10动载荷系数 ，直齿轮 1 K ，由文献 2中表 10得使用系数 ，由文献 2中表 10插值法查得 7 级精度、小齿轮相对非对称布置时： ，由 ， 在 文 献 2 中 查 图 10得 ， 故 载 荷 系 数1 . 2 5 1 . 0 8 1 1 . 4 1 7 1 . 9 1 3A v H K K K 。 (6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 2中式 10： 3311 1 . 9 1 34 6 . 7 2 5 01 . 3d m (7) 计算模数 m 1150 2 . 520dm m 取 (8) 齿轮的齿数 11 50z 2 02 圆整后取1z 202 1 1z 2 0 7 4 圆整后取1z 74C. 主要几何尺寸计算 (1) 分度圆直径 11 2 0 2 . 5 5 0d z m m m 22 7 4 2 . 5 1 8 5d z m m m (2) 中心距 5 0 1 8 5 1 1 7 . 52a m m(3) 齿轮宽度1 47d m m 取 1 52B 47B 周力： 41112 2 3 . 3 9 2 1 0 1 3 5 6 . 850 径向力：11 t a n 2 0 1 3 5 6 . 8 t a n 2 0 4 8 8 . 4 4 N 3、 按齿根弯曲强度校核 确定公式内各计算数值 由文献 2中图 10001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 。 由文献 2中图 10 ， 2 。 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 由 2中式 10 111 0 . 9 1 5 0 0 3251 . 4F N F M P 222 0 . 9 5 3 8 0 2 5 7 . 8 61 . 4F N F M P (1) 计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 0 8 1 1 . 3 4 1 . 8 0 9A v F K K K (2) 查取齿形系数和应力校正系数 由 2中表 10得： 1 ，2 。 1 ，2 。 (3) 校核 t 1 a 1 11 1. 5 2 6 2 . 6 5 1 . 5 8 8 4 . 0 65 5 2 . 5F S Y Y M P t 1 a 2 22 21 . 8 0 9 5 2 6 2 . 1 7 1 1 . 7 9 9 9 2 . 55 0 2 . 5F S Y Y M P 所以合格 表 3速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 压力 角 模数 中心 距 齿数 比 齿数 分度圆 直径 齿宽 小齿轮 20 0 50 52 大齿轮 74 185 47 速级齿轮传动的设计计算 1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择 7级精度（ 材料选择 小齿轮 40调质 硬度 280齿轮 45 调质 硬度 240 选择小齿轮齿数 3z22 大齿轮齿数 4 2 3z i Z58 2 、按齿面接触强度设计 A. 确定公式内各计算数值 (1) 试选载荷系数 3.1) 小齿轮转矩3 3 0 2 T N m (3) 由文献 2中表 10得材料弹性影响系数 (4) 齿宽系数：由文献 2中表 10 7 知齿宽系数 1d(5) 由文献 2中图 10齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限li m 3 600H M P a ；大齿轮接触疲劳强度极限li m 4 550H M P a 。 (6) 计算应力循环次数 8326 0 6 0 2 6 0 1 2 1 0 3 0 0 8 1 . 1 9 1 0hN n j L 8 73421 . 1 9 1 0 3 . 2 1 1 03 . 7 (7) 由文献 2中图 103 4 (8) 计算接触疲劳许应力 取失效概率为 1% 安全系数 S=1 由文献 2中式 10 3 l i m 33 0 . 9 6 6 0 0 5 7 6 M P 4 l i m 44 1 . 0 2 5 5 0 5 6 1 M P B. 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径22 2332 412 . 3 2 t 253 1 . 3 1 . 2 0 1 1 0 3 . 7 1 1 8 9 . 82 . 3 2 1 3 . 7 5 6 1 82 242) 计算圆周速度 v 32 9 3 . 1 2 6 0 1 . 2 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s (3) 计算齿宽 b 3 64d m m (4) 计算齿宽与齿高比338 2 . 2 4 3 . 8 922 圆整为 4 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 4 9 64 7 9 (5) 计算载荷系数 据 v m s ， 7 级精度。由图 10动载荷系数 ，直齿轮1 K ，由文献 2中表 10 ，由文献 2中表 10插值法查得 7级精度、小齿轮相对非对称布置时： ，由 9 . 4， ，在文献 2中查图 10 ，故载荷系数1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 4 1 7 1 . 8 6 8A v H K K K 。 (6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献 2中式 10 ： 3333 1 . 8 6 88 2 . 2 4 8 81 . 3d m (7) 计算模数 m 3388 422dm m (8) 齿轮的齿数 33 88z 2 24 4 3 2z 5 8C. 主要几何尺寸计算 (1) 分度圆直径 33 88d z m m m 44 232d z m m m (2) 中心距 8 8 2 3 2 1602a m m(3) 齿轮宽度3 64db d m m取 1 72B 64B 圆周力： 52232 2 1 . 2 0 1 1 0 2 7 2 9 . 5 488 径向力：22 t a n 2 0 2 7 2 9 . 5 4 t a n 2 0 9 8 2 . 6 3 N 3、 按齿根弯曲强度校核 确定公式内各计算数值 (1) 由文献 2中图 10001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 。 (2) 由文献 2中图 10，2 。 (3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由 2中式 10 111 0 . 9 5 5 0 0 3 3 9 . 2 91 . 4F N F M P 222 0 . 9 9 3 8 0 2 6 8 . 7 11 . 4F N F M P (4) 计算载荷系数 K 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 3 7 1 . 7 9 8A v F K K K (5) 取齿形系数和应力校正系数 由 2中表 10得： 1 ，2 。 1 ，2 。 校核 t 2 a 3 33 3. 7 9 8 4 6 9 4 2 . 6 0 1 . 5 9 5 1 1 7 . 685F S Y Y M P t 2 a 4 44 41 . 7 9 8 4 6 9 4 2 . 2 0 8 1 . 7 7 6 1258 0 3 . 5F S Y Y M P 所以合格 表 3速级齿轮设计几何尺寸及参数 齿轮 模数 中心 距 齿数 比 齿数 分度圆 直径 齿宽 小齿轮 4 160 2 88 72 大齿轮 58 232 64 低速级大齿轮如图： 动轴承和传动轴的设计 定输出轴的最小径 根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力： 输出轴的功率 输出轴的转速 3n 99r/ 0 2 N 圆周力： 5442 2 3 . 0 2 8 9 1 0 2 6 1 1 . 1 2 径向力：44 t a n 2 0 2 6 1 1 . 1 2 t a n 2 0 9 4 0 初步确定轴的最小径，选取轴的材料为 45号钢，调质处理，根据文献 2中表 15 3，取 33m i n 033 . 1 41 1 5 3 8 m 由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大 ， 故m 0 m 输出轴的结构设计、键、联轴器及轴承的选用 A、 由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩 查书 1表 11 则 105=105N 据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 联轴器长度 L=112轴的配合段长度 12了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些，取 0、 由于联轴器左端需轴向定位，同时轴 2 段又是轴承位置，故 h ，取 h=54 C、 口装有轴承，轴承位置 5于该轴只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用 6209，其尺寸为； DPd=1001945，轴段 9、 为齿轮定位的轴肩位置，齿轮处的轴颈为 62要求 h h=31=、 齿轮安装处的轴段，其直径大小为齿轮的孔的大小，齿轮的孔为 57，因此此段轴的大小 7，其长度为齿轮的宽度，有计算出来的数据可以知道，齿轮的宽度为 57此取 4F、 为轴承位置，大小和轴 3段一样，直径为 45 轴承大小 DPd=1003645，由于有轴套，因此轴 6段的长度 6、低速轴的总长度 L= 求轴上的载荷及输出轴的受力分析 (1) 根据结构图画出轴的受力简图 (2) 受力计算 1) 由前面的计算可得 4 4680 ，4 19032) 计算支反力 在垂直面内进行计算 1 1 9 0 3 7 0 . 5 6 2 1 5 . 5 7 0 . 52 1 9 0 3 1 4 5 . 51 2 8 2 5 . 5 7 0 . 5在水平面内进行计算 2 4 6 8 0 1 4 5 . 5 31531 4 5 . 5 7 0 . 51 4 6 8 0 7 0 . 5 15271 4 5 . 5 7 0 . 5H 3）计算出的 的值列于下表 3示 表 3载荷 水平面 垂直面 支反力 F 1 1527 2 3153H 1 621 1282矩 M 1 5 3 2 6 2 . 4 3 m m5 5 7 8 3 . 2 5 m m 总弯矩 221 5 3 2 6 2 . 4 3 5 5 7 8 3 . 2 5 1 6 3 0 9 8 . 5 7M N m m 扭矩 416320T N m m 画出弯矩图和扭矩图 弯矩图：单位 扭矩图：单位 由弯扭图上看，齿轮 4 的中心平面是危险面。 按弯扭合成应力校核轴的强度 只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 2 2 2 2( ) 1 6 3 0 9 8 . 5 7 ( 0 . 6 4 1 6 3 2 0 ) = 1 5 . 2 9 1 5 8 根据前面选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 2表 15得 。因此 ，故安全。 轴承的型号为 6210，动载荷r N。 计算当量动载荷 2 2 2 222 2 1 7 3 . 9 4 7 9 1 . 2 5 2 3 1 3 . 4 6r H F N 当量动载荷 1 . 2 2 3 1 3 . 4 6 2 7 7 6 . 1 5f F N (1) 验算轴承的寿命 66 31 0 1 0 3 5 0 0 0( ) ( ) 5 2 3 7 3 0 . 2 8 1 4 6 0 06 0 6 0 6 3 . 7 7 2 7 7 6 . 1 5h CL h 故轴承的寿命足够 键的强度校核 键 16 70 1096文献 2 表 6 2 得键的许用应力是 100 120 则强度条件为 2 2 4 1 6 3 2 0 5 3 . 1 7 ( 1 0 0 1 2 0 )5 ( 7 0 1 6 ) 5 8 P a M P ak l d 所以键的强度足够。 键 C 12 80 10962 2 4 1 6 3 2 0 8 5 . 4 5 ( 1 0 0 1 2 0 )4 ( 7 0 1 2 ) 4 2 P a M P ak l d 故键的强度也足够。 的设计和计算 择键联接的类型和尺寸 一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键 . 根据 55 5 查表 6 键宽 16 10 2L =36 0 2 3L=50 和键联接的强度 查表 6 p=110 222 60 333 00 与轮毂键槽的接触高度 .5 5 .5 由式（ 6： 222322102 p 3333331022 p 两者都合适 取键标记为： 键 2： 16 36 A 1096 3： 20 50 A 1096体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ 成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺 纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 a 10 箱盖壁厚 1 a 9 箱盖凸缘厚度 1b 11 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 15 箱座底凸缘厚度 2b b 25 地脚螺钉直径 ad f 脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联接螺栓直径 1d 盖与机座联接螺栓直径 2d 2d=（ .6）承端盖螺钉直径 3（ .5）孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 8 定位销直径 d d =（ 2d 8 1d ， 2d 至外机壁距离 1C 查机械课程设计指导书表 4 34 22 18 2d 至凸缘边缘距离 2C 查机械课程设计指导书表 4 28 16 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 812） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 1 15 齿轮端面与内机壁距离 2 2 10 机盖，机座肋厚