设计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:800N.m 运输带工作速度 V:0.70m/s 卷筒直径D:350mm （三）、工作条件 连续单向运转，空载启动，中等冲击，使用期限为10年， 双班制工作，运输带速度允许误差为土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

2、 按照机械设计课程设计中式（2-1） 对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中式（2-4）， 电动机所需工作功率为： 计算结果 工作机所需功率为： Trw800 38.22 95009500 3.22(kw) 传动装置的总效率为： n =0.825 所需电动机效率为： 3.22 3.90kw 0.825 n =0.825 Fd Pd 3.90kw 因

3、载荷平稳，电动机的额定功率 列电动机技术数据，选电动机的额定功率 （三）确定电动机的转速 按照机械设计课程设计中式（2-3） 卷筒轴工作转速 60 1000v rw 38.22r/mir Ped选略大于Pd即可。由表16-1Y系 Ped 为 3.90kw。 nw 38.22r / min V带传动比i带=24 二级圆柱齿轮减速器为i减=840 ;则总传动比的范围为，i i带i减=16160 故电动机转速的可选范围为 ndi nw （16160） 38.22 611.52 6115.2r /min 符合这一范围的同步转速有1000r/mir、1500r/min, 3000r/mir三种。 方案对

4、比： 如下表所示，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、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 案 电动机 型号 额定功率 Ped / KW 电机转速 n/(r/mi n) 同步转速 满载转速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 3 Y160M-6 7.5 1000 970 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 n

5、m -1440 nw 38.22 37.68 Y132M-4 i 总=37.68 其中，nm为选定的电动机的满载转速 2、分配传动装置各级传动比 减速器的传动比i减为 i 减总=38368 =12.89 103 取两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比 i1(1.4i减)0.5=( 1.4 12.89)0.5=4.25 则低速级的传动比 i2二一佗893.03 h 4.25 （二）、传动装置运动及动力参数的计算 电机轴）： 1、 P0 巳 3.90kw n To ni nm 1440r / min 9550 P n （高速轴） P001 9550 3.90 1440 25.86( N m) p

6、。 3.90 0.963.74kw n480r / min i0 9550 旦 9500 3.74 480 74.41(N m) P 12 P 2 33.90 0.96 0.99 3.70kw n 480 112.94r / min i1 4.25 T2 9550 P2 9500 3.70 312.87( N m) n2 112.94 4、3轴 （低速轴） 巳 P2 23 P22 33.90 0.99 0.97 3.55kw n2 112.94 n3 37.27 r / min i2 3.03 P3 3.55 9550 9500 909.64( N m) n3 37.27 5、4轴 （滚筒轴）

7、 P3 34 P32 43.55 0.99 0.99 3.48kw （中间轴） 2轴 3、 i14.25 Y112M-6 P03.90kw n01440r / min T025.86(N m) Pi 3.74kw n1480r / min T174.41(N m) P23.70kw n2112.94r / min T2312.87( N m) P33.55kw n337.27r / min T3909.64( N m) P43.48kw n4n3 37.27r / min p3 48 T49550 49500 891.71( N m) n437.27 6、说明 1 3轴的输入功率或输出转矩，分

8、别为各轴的输入功率或输入转矩乘 轴承效率0.99 7、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/mi n) i n 电机轴 3.90 42.84 1440 3 4.25 3.03 1 0. 96 0. 96 0. 96 0. 98 1轴 3.74 3.59 74.41 71.43 480 2轴 3.70 3.55 312.87 300.36 112.94 3轴 3.55 3.41 909.64 873.25 37.27 卷筒轴 3.48 3.41 869.5

9、4 852.15 37.27 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 由机械设计表10-1得， 小齿轮用40cr表面淬火，硬度为 48-55HRC,取为55； 大齿轮用45钢表面淬火，硬度为 40-50HRC,取为45。 小齿轮许用接触应力 H1 500 11 55 1105MPa n437.27r / min T4891.71(N m) 1105MPa 计算结果 大齿轮许用接触应力 H2 500 11 45 995MPaH2 995MPa f 297.5MPa f1 f 272.5MPa 2 乙 20,Z3 24 Z295 Z274

10、小齿轮许用弯曲应力 f 160 2.5 55 297.5MPa f1 大齿轮许用弯曲应力 f 160 2.5 45 272.5MPa 丨2 2、齿面接触疲劳强度设计 (1)、选择齿数 通常乙 20 40,取乙 20, Z324 Z2 i1 乙 4.25 2295 Z4 i2Z3 3.03 24 74 (2) 、小齿轮传递的T 6 p T19.55 106 -74410N m 6 P2 T39.55 102312865 N m n (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Y d =0.5 (4) 、确定载荷系数K K=1.31.6，由于齿轮为非对称布置， 所以取K=1.

11、5 (5) 、计算法面膜数： 一般 1820，取 1120, cos 10.978 当量齿数 24, Zv2 78 齿型系数由1表9-7查的YF12.67 ,YF22.27 取Yf1 Mr d 1.6KTM d f 2 cos 2.33，取 Mn12.5 Z1 Mn12.5 Mn23.5 般 180 200，取 1 0 12 , cos 10.978 当量齿数Zv3 26, Zv4 61 齿型系数由机械设计查图10-17的YF3 2.60 , YF4 2.28 取Yf3 2 3.08 取 Mn23.5 Mn2 1.6 KT i Yf d F cos Z1 (6)、齿轮几何尺寸的计算 确定中心距

12、ai Zi Z2 Mni 115.03 取 a1115 2cos 1 Z3 Z4 Mn2 a2 145 2cos 2 Mn23.5 a1 115 a2 145 计算结果 0 ar cos Z1 Z2 Mn111.960 2 分度圆 2a1 Z1 Z2 Mn2 ar cos 12.130 ZiM ni 53.680 mm d2 d3 cos 1 Z2M n1 cos 1 Z3Mn2 cos 2 183.937 mm 85.890 mm cos 10.978 cos 10.978 cos 2 齿顶圆直径 da1 d1 2mm 53.680 2 2.5 58.680mm da2 d2 2mn1 17

13、8.937 2 2.5 183.937 mm da3 d3 2mn2 85.890 2 3.5 92.890mm da4 d4 2mn2 203.988 2 3.5 210.988mm 齿根圆直径 d f 1 d1 2.5mn1 53.680 2.5 2.547.430mm d f 2 d2 2.5mn1 176.380 2.5 2.5172.687 mm d f 3 d3 2.5mn2 85.890 2.5 3.577.140mm d f 4 d4 2.5mn2 203.988 2.5 3.5 195.238 mm Z4Mn2 d 4 203.988mm 齿宽 b2 d d1 0.5 53.

14、68026.840mm 取 30mm b1 b2 5 30 5 35mm b4 d d3 0.5 85.89042.945mm 取b4 45mm b3 b4 5 45 5 50mm 齿面接触疲劳强度校核 KT1 i 1 H1 610H1满足强度要求 bid1d1 i 1 H2 610 H2满足强度要求 b2d2d2i 1 11.96 2 12.130 d153.680mm d2183.937 mm d385.890mm d4203.988mm b2 30mm b| 35mm b4 45mm d 50mm 6、初算带基准长度 验证速度误差 60 1000 Dn4 60 1000 Vv H3 61

15、0 KT2 i 1 bid 3d3 满足强度要求 fKT2 i 1 H4 61 bid4d4 H4 满足强度要求 3.14 85.89 112.94 0.51m/s 60 1000 由表19-8取10级精度 3.14 350 37.27 0.683m/s 60 1000 0.69 0.683 100% 1.0%5% 0.69 齿轮设计满足工作要求 （二）、高速级普通V带传动的设计计算 1、确定设计功率Pc 由机械设计查表 10-2， KA 1.1，已知P Pd 3.90kw 根据1式（8-15）设计功率为：FC KA P 1.1 3.90 4.29kW 2、选定带型 根据机械设计表 8-1确定

16、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dd1112mm， 则大带轮基准直径 dd2 3 112 336mm 取dd2 355mm 4、验算带速 d n 根据机械设计式（8-13），带速v为v d1 08.44m/s 60 1000 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 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

17、传动尺寸和带在单位时间内的绕 转次数。 根据机械设计式（8-20 ），中心距a为：0.7 dd1 dd2ao 2 dd1 dd2 326.9 a0934 取 a0550mm Pc 4.29kW dd1112mm dd2355mm v 8.44m/ s a0550mm 2 根据1式（7-14 ）,带的基准长度Ld0为 Ldo 2ao 2 ddidd2 dm Ld0 1800mm 4ao =2 550 2 112 355 355 112 2 4 550 1860.402mm 由机械设计式（ 8-2 ）选取标准基准长度 Ld0 1800mm 7、实际中心距 由机械设计式（ 8-23），实际中心距a为

18、 a a。 Ld -Ld0 550 1800-1860.402 519.799mm 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 a=520mm 8、验算小带轮包角 由机械设计式（8-25），小带轮包角 1为 o d d2 d d1oo 1 180o 21 57.3o 180o d1 355 112 550 57.3o 153.23 120 故小带轮包角1 120，符合要求 Pd P。K Kl 9、V带根数 Z 由机械设计式（8-26）V带根数Z为：P。 取 P01.62 KW F00.17KW K 0.93 Z=5 Kl 1.01 所以Z 4.907根取Z

19、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 由机械设计式（ 8-27），单根V带的张紧力Fo为: F0 500 2.5 K K Zv qv 由机械设计表8-3查得q . 10kg /m 计算结果 F。213.394N 故 Fo 213.394N 11、作用在轴上的压力 由机械设计式（8-31 ）,带作用在V带上的压力Fq为: 1153.23 Fq 2076N Fq 2F0Zsin 12 213.394 5 sin2076N 2 2 六、轴的计算 （一

20、）、初步计算轴的最小直径 A、高速轴设计 1、选择轴的材料 45号刚调质处理 2、轴径的初步计算 确定A值 45 号刚，A=103126, 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 A 3 旦 120 3 37423.79mm 480 取 d=35mm B、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=103126 D1=35mm D2=50mm D3=60mm 因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即 A=105 初步计算直径 d A 3阻 105 3.7033.59mm g 112.94 考虑键槽（两个）对轴强度削弱的

21、影响，应将直径加大7%取d2 =50 mm C、低速轴设计 1、选择轴的材料 45号刚钢调质处理 2、轴径的初步计算： 确定A值 45 号钢，A=103126 因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，即 A=105 选用轴承 7208C 7210C 7212c 初步计算直径 d A 3阻 105 3.5547.95mm gV 37.27 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3%取d2 =60 mm （二八选择滚动轴承及联轴器 1、角接触球轴承 因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。 初步选定三轴轴承分别为 7208C 7210C 7212C a、选联轴器类型 运输机的安装精度一般不高，易

22、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Tc T=848.02N m 由机械设计表14-1查取工况系数K=1.5 Tc KT 1.5 848.021272.03N m c、选择型号 （三八输出轴的校核计算 由P141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mm HL2 315 5600 30 62 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=909.64N m 作用在齿轮上的圆周力Ft ,径向力Fr ,轴向力Fa

23、分别为 Ft 2T32 909.64 1000 8.92kN d4203.988 FrFt tanan/cos 3.55kN FaFt tan9.60 0.314 3.02kN 2、作水平面内的弯矩图 支承反力：RhaFt 94.56.35kN 52.5 94.5 Rhb Ft Rha8.92 6.35 2.57kN 截面C处的弯矩： M HC Rha 52.5333.38 N m 3、作垂直面内的弯矩图 支承反力： Rva F tRhaRva Fa d4 2l (3.55 (_2- 黑尹N244.8N rvb F trhara Fr F ad4 21 ,3.55 (_F 卷啓）kN 3764

24、.2N截面的弯矩: 左侧 Mvc左 rva 52.5-244.8 52.5 10-3 12.85N m 右侧 Mvc右Rvb 94.5 3764.2 94.5 103 355.71 N m 4、作合成弯矩M图 截面C左侧的合成弯矩: M C1 M HCM VC左 J333.382 12.852333.62N m 截面C右侧的合成弯矩: 2 2 HC Mvc 右 333.38 355.712487.52N m M C2 ： M 5、作转矩T图 T=899.77N m &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 .MC2 ( T

25、)2 M EC j487.522(0.6 899.77)2727.41N m 7、校核危险截面轴径 Mec 727.41 N m 3 M EC 0.11】b 72741 100045.99mm 0.1 75 在结构设计草图中，此处轴径为 65mm故强度足够。 （四八轴承的校核 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 Cr 61.0kN 基本额定静载荷 Cr48.5kN (2) Fa Fa C0r Fa 计算C0r值，并确定e值 2.84kN 2.840.059 .48.5 Cr 61.0k

26、N C0r 48.5kN Fa2.84kN 由表12-12查得 e 0.432, Y 1.24 Rva 244.8N，FVb 3764.2N 则： Fr1 244.8)2 63502 6354.71N (4) F si F S2 25702 3764.Z Fr2 Fr1 4557.96N 2Y Fr2 2Y 6354.71 2562.38N 2 1.24 4557.96 1837.89 N 2 1.24 计算轴承所受的轴向载荷 Fa C0r 0.058 0.087 e 0.43 0.46 用线性插值法确定 e值e 0.432, 丫 1.24 (3)计算内部轴向力Fs 已知：Rha 6.35kN

27、，Rhb 2.57kN 轴承1 : Fa1 Fr 1 4677.89 6354.71 0.736 e Fr1 5993.2N Fr2 5030.8N FS12324.8N Fs2 2043.3N 因为 FaFS2 (2840 1837.89)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” Fa1 Fa Fs2 (28401837.89)N4677.89N Fa2FS2 1837.89N (5)计算当量动载荷Pr 查表 12-12 得: X1. 44,Y11.22 Pr1X1Fr1Y1F a1 0.44 6364.71 1.22 4677.898503.10 N 轴

28、承 2: 乩 1837890.403 e Fr2 4557.96 查表 12-12 得: X20. 44,Y21. 22 Pr2X2F r2 Y2F a2 0.44 4557.96 1.22 1837.894247.73N P2Pr1，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t，载荷系数p，寿命指数 t1.0 认为轴承的工作温度 t 3050mm，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 X（ 0.350.7）升 = （0.71.4 ）

29、升 （二）轴承的润滑方法及浸油密封 1、润滑方式 高速级：d n 40 4801,92 查表3-4，采用脂润滑 中间级：d n 45 147.690.66 查表3-4，采用脂润滑 低速级：d n 55 63.660.35 查表3-4，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

30、，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，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为Q235的M18 X 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

31、，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 X 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

32、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r 5mm，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

33、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，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设 计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。 （二）附件结构的设计 要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成 半圆形，以免顶坏螺纹。 为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘 的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。长度应大于箱