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 如下所示按照机械设计课程设计中

2、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 38.22950095003.22(kw)传动装置的总效率为：n =0.825所需电动机效率为：3.223.90kw0.825n =0.825FdPd 3.90kw因载荷平稳，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

3、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 1000vrw 38.22r/mirPed选略大于Pd即可。由表16-1Y系Ped 为 3.90kw。nw 38.22r / minV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

4、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1Y132S2-27.5300029202Y132M-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nm -1440nw 38.2237.68Y132M-4i 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

5、=38368 =12.89103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893.03h 4.25（二）、传动装置运动及动力参数的计算电机轴）：1、P0巳 3.90kwn°Toninm 1440r / min9550 P°n°（高速轴）P00195503.90144025.86( N m)p。3.900.963.74kwn°480r / mini09550 旦95003.7448074.41(N m)P12P 233.90 0.96 0.993.70kwn48011

6、2.94r / mini14.25T29550P295003.70312.87( N m)n2112.944、3轴（低速轴）巳P223P2233.90 0.99 0.973.55kwn2112.94n337.27 r / mini23.03P33.5595509500909.64( N m)n337.275、4轴（滚筒轴）P334P3243.55 0.99 0.993.48kw（中间轴）2轴3、i14.25Y112M-6P03.90kwn01440r / minT025.86(N m)Pi 3.74kwn1480r / minT174.41(N m)P23.70kwn2112.94r / mi

7、nT2312.87( N m)P33.55kwn337.27r / minT3909.64( N m)P43.48kwn4n3 37.27r / minp3 48T49550 49500 891.71( N m)n437.276、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/mi n)in电机轴3.9042.84144034.253.0310. 960. 960. 960. 981轴3.743.5974

8、.4171.434802轴3.703.55312.87300.36112.943轴3.553.41909.64873.2537.27卷筒轴3.483.41869.54852.1537.27五、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 1105MPan437.27r / minT4891.71(N m)1105MPa计算结果H2 500 11 45 995MP

9、aH2 995MPa大齿轮许用接触应力小齿轮许用弯曲应力f 297.5MPa f1f 272.5MPa '2乙 20,Z3 24Z295Z274f 160 2.5 55 297.5MPa f1大齿轮许用弯曲应力f 160 2.5 45 272.5MPa 丨22、齿面接触疲劳强度设计(1)、选择齿数通常乙 20 40,取乙 20, Z324Z2 i1 乙 4.25 2295Z4 i2Z3 3.03 24 74(2) 、小齿轮传递的T6 pT19.55 106 -74410N m6 P2T39.55 102312865 N mn(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

10、Y d =0.5(4) 、确定载荷系数KK=1.31.6，由于齿轮为非对称布置，所以取K=1.5(5) 、计算法面膜数：一般 18°20°，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Yf1Mr d1.6KTMd f2cos2.33，取 Mn12.5Z1Mn12.5Mn23.5般 180 200，取 1012 , 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Yf323.08 取 Mn23.5Mn21.6 KT i

11、 Yf d FcosZ1(6)、齿轮几何尺寸的计算确定中心距aiZi Z2 Mni115.03 取 a11152cos 1Z3 Z4 Mn2a2 1452cos 2Mn23.5a1 115a2 145计算结果0ar cos Z1 Z2 Mn111.9602分度圆2a1Z1 Z2 Mn2ar cos12.130ZiM ni53.680 mmd2d3cos 1Z2M n1cos 1Z3Mn2cos 2183.937 mm85.890 mmcos 10.978cos 10.978cos2齿顶圆直径da1d12mm53.680 22.558.680mmda2d22mn1178.9372 2.5183.

12、937 mmda3d32mn285.890 23.592.890mmda4d42mn2203.9882 3.5210.988mm齿根圆直径d f 1d12.5mn153.6802.5 2.547.430mmd f 2d22.5mn1176.3802.52.5172.687 mmd f 3d32.5mn285.8902.5 3.577.140mmd f 4d42.5mn2203.9882.53.5 195.238 mmZ4Mn2d 4203.988mm齿宽b2dd10.553.68026.840mm取30mmb1b25305 35mmb4dd30.585.89042.945mm取b445mmb3

13、b45455 50mm齿面接触疲劳强度校核KT1 i 1H1 610H1满足强度要求 bid1d1i 1H2 610 H2满足强度要求 b2d2d2i1 11.962 12.130d153.680mmd2183.937 mmd385.890mmd4203.988mmb2 30mmb| 35mmb4 45mmd 50mm验证速度误差60 1000Dn460 1000VvH3 610 KT2 i 1bid 3d3满足强度要求fKT2 i 1 H4 61° bid4d4H4满足强度要求3.14 85.89 112.94 0.51m/s60 1000由表19-8取10级精度3.14 350

14、37.27 0.683m/s60 10000.69 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 4.29kW2、选定带型根据机械设计表 8-1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dd1112mm，则大带轮基准直径 dd2 3 112 336mm 取dd2 355mm4、验算带速d n根据机械设计式（8-13），带速v为v d1 08.44m/s60 1000带速太高则离

15、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 dd2326.9 a0934取 a0550mmPc 4.29kWdd1112mmdd2355mmv 8.44m/ sa0550mm26、初算

16、带基准长度根据1式（7-14 ）,带的基准长度Ld0为Ldo 2ao2 ddidd2dmLd0 1800mm4ao=2 550 2 112 355355 112 24 5501860.402mm由机械设计式（8-2 ）选取标准基准长度 Ld0 1800mm7、实际中心距由机械设计式（8-23），实际中心距a为a a。Ld -Ld05501800-1860.402519.799mm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=520mma=520mm8、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 d1oo1 180o 21 57.3o 180od

17、1355 11255057.3o 153.23120故小带轮包角1 120，符合要求PdP。K Kl9、V带根数Z 由机械设计式（8-26）V带根数Z为：P。取 P01.62 KWF00.17KWK 0.93Z=5Kl 1.01所以Z 4.907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带的初拉力由机械设计式（8-27），单根V带的张紧力Fo为:F05002.5 KK Zvqv由机械设计表8-3查得q °. 10kg /m计算结果F。213.39

18、4N故 Fo 213.394N11、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:1153.23Fq 2076NFq 2F0Zsin 12 213.394 5 sin2076N2 2六、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=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=103126D1=35mmD2=

19、50mmD3=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 3.7033.59mmg 112.94 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 7210C7212c初步计算直径d A 3阻 105 £ 3.5547.95mmgV 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

20、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 7212Ca、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=848.02N m由机械设计表14-1查取工况系数K=1.5Tc KT 1.5 848.021272.03N mc、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mmHL2315560030621、画出轴的结构

21、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分别为Ft2T32 909.64 1000 8.92kNd4203.988FrFt tanan/cos 3.55kNFaFt tan9.60 0.314 3.02kN2、作水平面内的弯矩图支承反力：RhaFt 94.56.35kN52.5 94.5Rhb Ft Rha8.92 6.35 2.57kN截面C处的弯矩：M HC Rha 52.5333.38 N m3、作垂直面内的弯矩图支承反力：RvaF tRhaRvaFa d42l(3.55(_2-黑尹N244.8NrvbF trhar

22、aFrF ad421,3.55(_F卷啓）kN 3764.2N截面的弯矩:左侧Mvc左 rva 52.5-244.852.510-312.85N m右侧Mvc右Rvb 94.5 3764.294.5103355.71 N m4、作合成弯矩M图截面C左侧的合成弯矩:M C1M HCM VC左J333.382 12.852333.62N m截面C右侧的合成弯矩:2 2HC Mvc 右333.38 355.712487.52N mM C2 ： M5、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.&#

23、39;MC2 ( T)2M ECj487.522(0.6 899.77)2727.41N m7、校核危险截面轴径3 M EC 0.11】b72741 100045.99mm0.1 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Mec 727.41 N m基本额定动载荷Cr 61.0kN基本额定静载荷C°r48.5kN(2)FaFaC0rFa计算C0r值，并确定e值2.84kN2.840.059.48.5Cr 61.0kNC0r 48.5kNFa2

24、.84kN由表12-12查得e 0.432, Y 1.24Rva244.8N，FVb3764.2N则：Fr1244.8)2 635026354.71N(4)F siF S225702 3764.ZFr2Fr14557.96N2YFr22Y6354.712562.38N2 1.244557.961837.89 N2 1.24计算轴承所受的轴向载荷FaC0r0.0580.087e0.430.46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，Rhb 2.57kN轴承1 :Fa1Fr 14677.896354.710.736 eFr1 5993

25、.2NFr2 5030.8NFS12324.8NFs2 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)N4677.89NFa2FS2 1837.89N(5)计算当量动载荷Pr查表 12-12 得: X1°. 44,Y11.22Pr1X1Fr1Y1F a10.44 6364.711.22 4677.898503.10 N轴承 2: 乩 1837'890.403 eFr2 4557.96查表 12-12 得: X20. 44,Y21. 22Pr2X

26、2F r2 Y2F a20.44 4557.96 1.22 1837.894247.73NP2Pr1，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t1.01）选择温度系数t，载荷系数p，寿命指数认为轴承的工作温度 t < 120° ,所以工作时有轻微冲击，取p1.0对于球轴承,2）预期寿命Lh双班制工作,使用期限为 10年，Lh 54750h3）计算轴承1寿命'16667 ftCLh(nfpP)16667(1 61°00)337.27 1 8503.10Lh所以所选轴承满足寿命要求。七、键

27、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d 50mm及该轴段长度，取键长 L 40mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表14-2查得许用应力取p120MPaT411. 7Nmkht1064mmlLb401426mm2T2411.71000“158. 34MPa ppdkl50426p故采用双键，按180布置，按1.5个键计算p p / 1.5105. 56MPa p强度符合要求。（二）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d60mn及该轴段长度，取键长 L55mm2、校核强度键的材料为

28、45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表14-2查得许用应力取p120MPaT912.3N mkh t11 65mml Lb 55 1837mm2Tdkl2912. 3100060537164MPa p故采用双键，按180布置，按1.5个键计算p/ 1.5109.3MPa p强度符合要求。（三）低速轴一一联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸 选用圆头普通平键（A型）根据d40mn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14-2查得许用应力取p120MPaT 912.3N mk h t 844mml L b 105 1293mm2Td

29、kl2912. 3100040 4 93117. 9MPa p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 v 12m/s，采用浸油润滑2、浸油深度10mm,较大齿轮的浸油深度不对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过 得超过其分度圆半径的1/3,即 1/3 X 194.97 = 65.0 mm3、油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h>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 ）升（

30、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，可以选择在剖分面上制处回油沟，

31、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，材料为工业用革。 螺塞直径约为箱体壁厚的

32、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 要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12

33、。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