方案设计书用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

1、计算结果一、设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据：运输机工作轴转矩T:850N.m运输带工作速度V:1.55m/s卷筒直径 D:380mm（三）、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10 年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%.二、传动方案的分析与拟定（ 1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速） ，且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器 . 。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对

2、传动简图中各标号零件的说明：1电动机2-联轴器3二级圆柱齿轮减速器4运输带5-带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的类型和结构形式：根据工作要求采用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。（二）、选择电动机的容量：按照机械设计课程设计 （后文简称机 ）中式（ 2-1 ），电动机所需工作功率为：Pd = Pw/ 按照机中式（2-2 ）工作机所需功率为：Pw =（ T *nw ） / 9550=Fv/1000 单位： kwPw =800*63.66/9550=5.33Kw传动装置的总效率为： =0.825所需电动机效率为：Pd =5.33/0.825=6.46Kw因载荷平稳

3、，电动机的额定功率Ped 选略大于Pd 即可。由表16-1Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped 为 7.5kw 。（三）、确定电动机的转速滚筒轴工作转速Nw=（ 60*1000V ） / （ D）=63.66r/minV 带传动比i=2-4二级圆柱齿轮减速器为i 2 =8-40. 则总传动比的范围为I =16-160,故电动机转速的可选范围为nd =I *nw=(16 160)*63.66=1018.56 10185.6r/min.符合这一范围的同步转速有1000r/min 、1500r/min, 3000r/min三种。方案对比：如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、

4、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案1 效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案 2。现选用方案 2。选定电动机的型号为 Y132M-4电动机数据及总传动比：方电动 机额定功率电 机 转 速 n/(r/min)案型号Ped / KW同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029302Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比的确定和分配1、传动装置总传动比ia = nm / nw = 1440 / 63.66= 22.62其中， nm为选定的电动机的满载转速2、分

5、配传动装置各级传动比减速器的传动比i为i = ia/i=22.62/3=7.540取两级圆锥 - 圆柱齿轮减速器高速级的传动比i ? = （1.4i ）0.5=(1.4*7.54）0.5=3.25则低速级的传动比i ? = i / i? = 7.54/3.25=2.32( 二 ) 、传动装置运动及动力参数的计算1、 0 轴（电机轴）：P? = P d =6.46kw计算结果 =0.825Pd=6.46kwnw=63.66 r/minY132M-4ia=22.62i 1=3.25Y112M-6P?=6.46kwn?=1440r/minn? = nm = 1440 r / minT?=42.84N

6、.MT? = 9550 P? / n? = 9550*6.46/1440=42.84N.M2、 1 轴（高速轴）P1 = P 0 * 01 = P 0 * =6.46*0.96=6.20kwP1=6.20kwN = n/i12=480r/minN =480r/min101T1 = 9550 P1/ n 1=95503 6.20/480=123.35N.MT1=123.35N.M3、 2 轴（中间轴）P = P1* 12= P * * =6.20*0.97*0.99=5.95kwP =5.95kw2122n2=147.69 r/minN = n1/ i12=480/3.25=147.69r/mi

7、n2T= 9550 P/ n2= 9550*5.95/147.69=384.74N.MT2=384.74N.M224、 3 轴（低速轴）P? = P ? ?= P? 2 * 3=5.95*0.99*0.97=5.71kwP3=5.71kwn? = n?/ i?= 147.69/2.32=63.66r/minn3=63.66 r/minT?=9550P? / n? = 9550*5.71/63.66=856.59N.MT?=856.59 N.M5、 4 轴（滚筒轴）P? = P ?* ?= P ? * ? * =5.71*0.99*0.99=5.60kwp4=5.60kw4n4=63.66T?=

8、 9550 P ? / n?= 9550*5.60/63.66=840.09N.MT?=840.09 N.M6、说明： 1 3 轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数轴名功率 P/KW转 矩 T/ （ N m）转速传动比效率输 入输 出输 入输 出n/(r/min)i电机轴6.4642.84144030961轴6.206.14123.35122.174803.250962轴5.955.89384.74380.89147.692.320963轴5.715.65856.59848.0263.

9、6610. 98滚筒轴5.605.54840.09831.6963.66五、传动零件的设计计算-减速箱内传动零件设计（一）、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由机表9-4 得，小齿轮用40cr 表面淬火，硬度为52 56HRC，取为 55；大齿轮用45 钢表面淬火，硬度为43 48HRC，取为 45。小齿轮许用接触应力 1= 500+11*55=1105MPa 1= 1105MPa计算结果大齿轮许用接触应力 = 500+11*45= 995MPa = 995MPa22小齿轮许用弯曲应力 f 1 =160+2.5*55 = 297.5MPa f 1 = 297.5MPa大齿轮许用弯曲应力

10、f 2 = 160+2.5*45= 272.5MPa2、齿面接触疲劳强度设计： f 2= 272.5MPa(1) 、选择齿数：通常 Z=20 40, 取 Z =22 Z3=24Z =22 Z =241113Z2=iZ 1=3.25*22=73Z2=73Z =iZ =2.32*24=57Z =57434(2) 、小齿轮传递的 T1:T1=9.55*10 6P1/n 1=123350N.MMT3=9.55*10 6P2/n 2=384740N.MM(3) 、选择齿宽系数：由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取 d =0.5(4) 、确定载荷系数 K： K=1.3 1.6 ，由于齿轮为非对称布置，

11、所以取 K=1.5(5) 、计算法面膜数：一般 1=8-20 取 1=12 cos 1=0.978当量齿数 Zv1=24,Zv2=78齿型系数由1 表 9-7查的 YF1=2.67 YF2=2.27取 YF11.6KT IYF cos2d13z11dF 1Mn1=2.5Mn =2.33 取 Mn =2.5222Mn2=3.5一般 =8-20 取 =12 cos =0.978当量齿数 Zv3=26,Zv4=61齿型系数由1 表 9-7查的 YF3=2.60 YF4=2.28取 YF33 1.6 KT IYFcos2=3.08 取 Mn=3.5Mnd F z122(6) 、齿轮几何尺寸的计算确定中

12、心距Z1Z 2Mn1a1115.032cos1Z 3Z 4Mn 2a21452cos2取 a1 =115mma 1 =115mma 2 =145mm计算结果Z 1Z 2 Mn 1计算 角 1=arcos=11.96 cos 1 =0.9782a1Z 3Z 4 Mn 2 2=arcos=12.13 cos 1 =0.9782a2Z 1Mn 1分度圆d153.680 mmcos1Z 2Mn1d 2183.937 mmcos1Z 3 Mn 2d 385.890mmcos2Z 4Mn 2d 4203.988mmcos2齿顶圆直径da1d1n153.68022.558.680mm2mda 2d22mn1

13、 178.937 2 2.5 183.937mmda 3d32m85.89023.592.890mmn 2da 4d42mn 2203.98823.5210.988mm齿根圆直径d f 1d12.5mn1 53.6802.52.547.430mmd f 2d22.5m176.3802.52.5172.687mmn1d f 3d32.5mn 285.8902.53.577.140mmd f 4d 42.5mn 2203.9882.53.5195.238mm齿宽b2dd10.553.680 26.840mm取 30mmb1b 2530535mmb4dd30.585.890 42.945mm取 45

14、mmb3b4545550mm 1=11.96 2=12.13d153.680mmd 2183.937mmd 385.890mmd 4203.988mmb2=30mmb1=35mmb4=45mmb3=50mm齿面接触疲劳强度校核KT 1 i1H1 610H 1bid 1d1KT 1i1H 2610H 2b2d 2d 2 iKT 2i1H 3610H 3bid 3d 3KT 2i1H 4610H 4bid 4 d4验证速度误差满足强度要求满足强度要求满足强度要求满足强度要求vd 3n23. 1484.90 148. 71000600. 66m / s601000由表 9-5取 10 级精度vDn4

15、3. 1437064. 481. 249m / s100060100060Pc=8.25kwv1. 251. 249100%0. 8%5%1. 25齿轮设计满足工作要求da1=112mmda2=335mm( 二 )高速级普通V 带传动的设计计算(1) 确定设计功率Pc由1 表 8-5 查， K A1.1，已知 P=Pd=7.5kWv=8.44m/s根据 1式（ 8-15 ）设计功率为：Pc K A P1.17.58.25kW(2) 选定带型根据图 8-9a 确定为 A 型 V 带(3) 小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径 dd1 112mm，则大带轮基准直径dd23 112336mm取 d

16、d2355mm(4) 验算带速根据 1式（ 8-17 ），带速 v 为 vdd1n08.44m / s601000带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率a0=550mm时，则要求有效拉力Fe 过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s 范围内，符合要求。5) 初定中心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a 直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据 1式（ 7-13 ），中心距a0为：0.7 dd1dd2 a0 2 dd1 dd

17、2326.9a0934取 a0 550mm(6) 初算带基准长度根据 1 式（ 7-14 ），带的基准长度Ld 0 为dd22Ld 02a0dd1dd 2dd14a023552= 255011235511241860.402mm2550由 1表 8-2选取标准基准长度 Ld0 1800mm(7) 实际中心距由 1 式（ 7-15 ），实际中心距a 为a a0L d -L d0550 1800-1860.402519.799mm22考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=520mm(8) 验算小带轮包角由 1式（ 7-17 ），小带轮包角1 为dd2dd157.3355

18、112153.231201180a18057.3550故小带轮包角1120 ，符合要求(9)V 带根数PdZK K L由 1式（ 8-22 ） V 带根数 Z 为：P0P0取 P0 1.62KWP00.17KWK 0.93 K L 1.01Ldo=1800mma=520Z=5所以 Z4.907 根取 Z=5 根。(10) 单根 V 带张紧力初拉力 Fo 过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo 过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V 带的初拉力F05002.5KPC qv 2由 1式（ 8-24 ），单根 V 带的张紧力 F0 为：KZv

19、由 1 表 8-1 查得 q0.10 kg / m计算结果故 F0213.394 NF0213.394 N(11) 作用在轴上的压力FQ2076N由 1 式（ 8-25 ），带作用在V 带上的压力FQ 为：F2F Z sin 12 213.394 5 sin 153.232076NQ022六、轴的计算( 一) 、初步计算轴的最小直径A、高速轴设计1. 选择轴的材料： 45 号钢调质处理2. 轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126因为为减速器的高速轴，所以A 取较大值A=120 初步计算直径：d A3 P ? / n? = 1203 6.20/ 480 =28.16m

20、m取 d=35mmB、中间轴设计1.选择轴的材料：45 号钢调质处理2.轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126因为为减速器的中间轴，所以A 取中间值A=105 初步计算直径：d A3 P2 / n2 = 1053 5.95 / 147.69= 36.00mm 考虑键槽 ( 两个 ) 对轴强度削弱的影响，应将直径加大7% 取 d2 =50 mmC、低速轴设计1.选择轴的材料： 45 号钢调质处理2.轴径的初步计算： 确定 A 值： 45 号钢， A=103 126因为为减速器的低速轴，所以A 取较小值A=105 初步计算直径： d A 3 P? / n ? = 105

21、3 5.71/ 63.66 = 47.01mm 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3%取 d2 =60 mmD1=35mmD2=50mmD3=60mm（二）、选择滚动轴承及联轴器选用轴承角接触球轴承7208C、 7210C、因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。7212C初步选定三轴轴承分别为7208C、 7210C、7212C联轴器a、选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、 制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。b、输出轴端联轴器的选择计算i) 计算转矩 TcT=848.02Nm由1 表 13-

22、1 查取工况系数 K=1.5TcKT1.5848.021272.03N mc、选择型号由 2P141 查得 HL2型型号公称直径Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmHL231556003062（三）、输出轴的校核计算（1）画出轴的结构简图，确定轴上的作用力主动轮上的转矩为T=856.59N2 m作用在齿轮上的圆周力Ft , 径向力 Fr , 轴向力 Fa 分别为Ft2T3 2856.591000kNd4203.9888.40FrFt tan an/ cos3.34kNFaFt tan9.36 0.314 2.84kN（2）作水平面内的弯矩图Ft94.55.98kN支承反力： RHA9

23、4.552.5RHBFt RHA8.405.982.42kN截面 C 处的弯矩：M HCRHA52.5316.05N m（3）作垂直面内的弯矩图支承反力：FrFa d4(3.342.84194.97158.7NRVA2l22)kN2(52.5 94.5)FrFa d4(3.342.84194.973832.7N 截面的弯矩：RVB2l22)kN2(52.5 94.5)左侧 M VC左R VA52.5-158.752.510-38.45Nm右侧 MVC右RVB94.53832.7 94.5 10 3343.9Nm（4）作合成弯矩 M图截面 C 左侧的合成弯矩： M C1M HC2M VC2左31

24、6.05 28.452309.17N m截面 C 右侧的合成弯矩：MC2MHC2M VC2右316.05 2343.9 2454.7Nm（5）作转矩 T 图T=899.77N2 m（6）作当量弯矩 Me图 ,因单向传动， 转矩可认为按脉动循环变化， 所以应力校正系数取0. 6危险截面 C 处的当量弯矩M ECMC22(T ) 2454.72(0.6899.77) 2703.79Nm（7）校核危险截面轴径dM EC703.791000mm330.1 1 b0.175在结构设计草图中，此处轴径为65mm，故强度足够。（四）、轴承的校核低速轴1、滚动轴承的选择7212C 型，轴承采用正装2、验算滚动

25、轴承寿命（ 1）确定 Cr由表 11-4 查得 7212C 型轴承基本额定动载荷Cr61.0kN基本额定静载荷C0r48.5kNFa（ 2）计算 C0r 值，并确定e 值Mec=703.79N2 mCr61.0kNC0 r48.5kNFa2.84kNFa2.84kNFa2.840.059C0r.48.5由表 12-12 查得FaC0r0.0580.087e0.430.46用线性插值法确定e 值 e 0.432， Y1.24（ 3）计算内部轴向力 FS已知： RHA5.98kN ， RHB2.42kNRVA158.7N ， RVB3832.7N则Fr1RVA2RHA2( 158.7)25980

26、25993.2NFr 2RVB2RHB22420 23832.725020.8NFS1Fr15993.22324.8N2Y21.24FS2Fr 25020.82043.3N2Y21.24（ 4）计算轴承所受的轴向载荷因为 FaFS2(28402043.3)FS1此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承1 被“压紧”，而轴承2 被“放松”Fa1FaFS2(28402043.3)N4883.3NFa2FS 22043.3N（ 5）计算当量动载荷PrFa14883.30.815e轴承 1：5993.2Fr 1查表 12-12 得： X10. 44,11. 22YPr1X1 Fr 1Y1 Fa10.445

27、993.21.224883.38639.26N轴承2：Fa 22043.30.423eFr 25020.8查表 12-12 得： X20. 44, Y21. 22Pr2X 2 Fr 2Y2 Fa20.445020.81.222043.34643.8Ne0.432， Y1.24Fr 15993.2 NFr 25030.8NFS12324.8NFS22043.3NPr2Pr1 ，轴承1 危险（ 6）验算轴承寿命因为轴承 1 比轴承2 危险 ,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足工作要求,则低速轴所选轴承合适 .1）选择温度系数f t，载荷系数f p，寿命指数认为轴承的工作温度t 120,所以 f t

28、1. 0f p1. 0工作时有轻微冲击，取对于球轴承，32）预期寿命 Lh单班制工作，使用期限为10 年， Lh25000h3）计算轴承1 寿命 16667f t C)16667142800330482 L hLh(1)nf p P63.668639.22所以所选轴承满足寿命要求。七、键连接的强度校核（一）中间轴从动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A 型）根据 d50mm及该轴段长度，取键长L40mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr ，且轻微振动由表 7-5 查得许用应力取p 120MPaT 411. 7N mkht1064mmlLb401426mm2T241

29、1. 71000 p pdkl504158. 34MPa26故采用双键，按 180布置，按 1.5 个键计算p/ 1. 5 105. 56MPa p p强度符合要求。（三）低速轴齿轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A 型）根据 d60mm及该轴段长度，取键长 L55mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr ，且轻微振动由表 7-5 查得许用应力取p 120MPaT 912. 3N mkht1165mmlLb551837mm2T2912. 31000pdkl60537164MPa p故采用双键，按180布置，按 1.5个键计算p / 1. 5109. 3MPa p p

30、强度符合要求。（四）低速轴联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A 型）根据 d40 mm及该轴段长度，取键长L105mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr ，且轻微振动由表 7-5 查得许用应力取 p 120MPaT 912. 3N mkht844mmlLb1051293mm2T2912. 31000p pdkl404117. 9MPa 93强度符合要求。八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择（一）齿轮的润滑1、润滑方式闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。v 12m/s，采用浸油润滑2、浸油深度对双级齿轮减速器， 当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过 10

31、mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的 1/3，即 1/33 194.97 = 65.0 mm3、油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h30 50mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。4、油量二级传动，传递每千瓦功率需油量为：L=2 3（ 0.350.7）升 =（0.71.4 ）升（二）轴承的润滑方法及浸油密封1、润滑方式高速级： dn404801,92查表 12-15，采用脂润滑中间级： dn45147.690.66查表 12-15，采用脂润滑低速级： dn5563.660.35查表 12-15，采用脂润滑2、密封类型：采用挡油环（三）轴外伸处的密封设计1、类型：采用毡圈

32、油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。2、型号：低速轴：毡圈45JB/ZQ4606-86高速轴：毡圈30JB/ZQ4606-86（四）箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。（五）通气器减速器运转时， 由于摩擦发热， 箱内温度升高、 气体膨胀， 压力增大， 对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等

33、，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为 Q235 的 M18 3 1.5 通气器，这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。（六）放油孔螺塞与油面指示器为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞， 配置密封垫圈， 采用皮封油圈， 材料为工业用革。 螺塞直径约为箱体壁厚的2-3 倍，选用 18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞M18 3 1.5JB/ZQ4450-86 。箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持

34、向内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12 。九、箱体设计（一）结构设计及其工艺性采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求8，铸造圆角要求r5mm ，还要考虑到箱体沿起模方向应有1：20 的起模斜度， 以便方便起模。要保证箱体有足

35、够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取 10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承座附近做出凸台， 有一定高度以留出足够的扳手空间， 但不超过轴承座外圆。 凸台高度取 40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量减少加工面积，螺栓头部或螺