设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器修改

1、目 录一、传动方案的确定1二、电动机的选择12.1、电动机类型和结构形式选择12.2、确定电动机功率2三、传动装置传动比计算及分配43.1、计算总传动比43.2、分配各级传动比43.3动力参数计算53.4、计算各轴转速53.5、计算各轴功率53.6、计算各轴转矩5四、减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算64.1、确定计算功率Pca64.2、选择V带的带型64.3、确定带轮的基准直径，验算带速和减速器输入轴的转速误差74.4、确定V带的中心距基准长度74.4.1、确定中心距74.4.2、计算带所需的基准长度74.4.3、计算实际中心距。74.5、验算小带轮的包角84.6、计算带的根数。84.

2、6.1、计算单根V带的额定功率。84.6.2、计算V带的根数。84.7、计算单根V带的初拉力的最小值。84.8、计算压轴力84.9、带轮的结构设计94.9.1、小带轮结构设计94.9.2、大带轮结构设计9五、减速器内的传动零件的设计齿轮传动的设计计算105.1、高速级齿轮设计105.1.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数105.1.2、按齿面接触疲劳强度设计105.1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计125.1.4、几何尺寸计算135.2、低速级齿轮设计145.2.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数145.2.2、按齿面接触疲劳强度设计155.2.3、按齿根弯曲疲劳强度设计185.2.4、几

3、何尺寸计算195.2.5、传动比误差计算19六、轴的设计计算及强度校核196.1、轴的选材及其许用应力的确定196.2、轴的最小直径估计196.2.1高速轴最小直径206.2.2、中间轴的最小直径206.2.3、低速轴的最小直径206.3、减速器转配图工作底图216.4、高速轴的结构设计及强度校核226.4.1、轴上零件的位置与固定方式的确定226.4.2、各轴段直径和长度的确定236.4.3、按弯扭合成应力校验轴的强度236.4.4、滚动轴承校验246.5、中间轴的结构设计和强度校核256.5.1、轴上零件的位置与固定方式的确定256.5.2、各轴段直径和长度的确定266.5.3、按弯扭合成

4、应力校验轴的强度276.5.4、滚动轴承校验2876.6、低速轴的结构设计和强度校核286.6.1、轴上零件的位置与固定方式的确定286.6.2、各轴段直径和长度的确定286.6.3、按弯扭合成应力校验轴的强度296.6.4、滚动轴承校验31七、键的选择与强度校核317.1、高速轴外伸端处317.1.1、选择键连接的种类与尺寸317.1.2、校核键连接的强度317.2、中间轴键的选择327.2.1、大齿轮处键连接的种类与尺寸327.2.2、小齿轮处键连接的种类与尺寸337.3、低速轴外伸端处338.3.1、选择键连接的种类与尺寸337.3.2、校核键连接的强度337.4、低速轴大齿轮处337.

5、4.1、选择键连接的种类与尺寸337.4.2、校核键连接的强度34八、设计小结34计 算 及 说 明 结 果 第二部分：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）、选择电动机的容量电动机所需工作功率为 工作机所需功率为 传动装置的总效率为 查表1-10得：传动滚筒效率 ； 滚动轴承传动效率 ； 闭式齿轮传动效率 ； 联轴器传动效率 ； V带传动效率 得传动装置的总效率为 滚筒轴工作转速为 计 算 及 说 明 结 果 所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可由表2-1，Y系列电动机技术数据，选电动

6、机的额定功率为11kW.（三）、确定电动机的转速：按表1-9推荐的传动比常用范围：V带传动比常用范围为二级圆柱齿轮减速器为总传动比的范围为故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min两种。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，如为使传动装置结构紧凑，考虑电动机重量和价格，选用方案2效果较好；现选用方案2。选定电动机的型号为Y160M-4由表2-3查得： 电动机的机座中心高H=160mm 电动机的伸出端直径D=42mm 电动机的伸出端长度E=110mm 电动机型号为 Y160M-4计 算 及 说 明

7、结 果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/min)同步转速满载转速1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460 第三部分：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、计算总传动比 2、分配传动装置各级传动比查表1-9，V带传动的传动比 减速器的传动比 ： 取两极圆柱齿轮减速器高速级的传动比 则低速级的传动比为 （二）传动装置运动和动力参数的计算: 0轴（电机轴）： 计 算 及 说 明 结 果 I轴（高速轴）： 轴（中间轴）： 轴（低速轴）： 轴（滚筒轴）： 计 算 及 说

8、 明 结 果轴名功 率P/kW转 矩T/Nm转速n传动比 i效率0 轴10.1866.6146033.692.6310.960.960.960.98I 轴9.77191.7486.7II 轴9.38679.14147.78III轴9.011715.7650.15IV 轴8.831681.4950.15 表2 各轴运动动力参数 第四部分：V带的设计1、传递功率： 小轮转速 查表5-1，按每天单班制工作，载荷变动较小： 计算功率 2、选择带型： 根据计算功率、小带轮转速由图5-1选用A型 3、确定带轮基准直径： 由表5-2和图5-1取主动轮直径 由表5-2，取 计 算 及 说 明 结 果验算带速：

9、 带速合适 4、确定窄V带的基准长度和传动中心距： 初步确定中心距为 计算带所需基准长度： 由表5-3选带的基准长度 按式 取 因此中心距的变化范围为393460mm 计 算 及 说 明 结 果 5、验算小轮包角 主动轮包角合适 6、计算V带根数： 查表5-4和5-5得 由表5-6得 由表5-3得 Z=7=167.53N 所以取 Z=77、计算预紧力： 查表5-7 =500*11.198*（2.5/0.921-1）/8.56*7+0.1*8.562 =167.53N 计 算 及 说 明 结 果8、计算作用轴上的压轴力： F0=2247.68N.9、带轮的结构设计带轮材料采用HT150。由表5-

10、8查得：现取9.1、小带轮结构设计小带轮采用腹板式。由电动机伸出端直径d=42mm，查表5-9及5-8可得 9.2、大带轮结构设计大带轮采用轮辐式。高速轴伸出端直径d=40mm，查表5-9及5-8可得，取 d12=80mm da2=361mm，故 B2=110mm ，取 L2=80mm ，取 S=25mm 计 算 及 说 明 结 果Z1=35Z2=130U=3.71T1=191.7N1=7.01X108N2=1.88X108第五部分：齿轮传动设计计算1、高速级齿轮设计1.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮，压力角为20°。（2）带式输送机为一般工作机器，选用

11、7级精度。（3）材料选择。由表5-20，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度250HBW;大齿轮材料为45钢，调质处理，正火处理，齿面硬度200HBW。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 。(5)齿数比u=3.711.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即 确定公式中的各参数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 由表5-26查得齿宽系数； 由表5-25查得材料的弹性影响系数。由图5-10d得接触疲劳强度极限 由图5-1C得接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 计 算 及 说 明 结 果 由图5-8查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1，因此 取二者中小的作为该

12、齿轮副的接触疲劳许用应力，即 试算小齿轮分度圆直径 d1t102.98mm调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v=2.62m/s齿宽 b=102.98mm齿宽比 模数 齿高 b/h=15.56 b/h=15.56 计 算 及 说 明 结 果计算实际载荷系数 由表5-21查得使用系数 根据、7级精度，由图5-6查得动载系数查表5-22得齿间载荷分配系数由表5-23用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，则载荷系数为 K=1.5078 按实际载荷系数算得分度圆直径 =108.20mm及相应的齿轮模数 m=3.09mm1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模

13、数，即 确定公式中的各参数值由图5-9c查得弯曲疲劳强度极限小齿轮=385MPa =385MP 弯曲疲劳强度极限大齿轮=320MPa =320MPa 由图5-7取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.95 =0.88，=0.95 计算弯曲疲劳强度。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算载荷系数K 计 算 及 说 明 结 果查表5-24，得齿形系数,由表5-24查得应力修正系数计算2）试算齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可

14、取由弯曲强度算得的模数1.97mm并就近圆整为标准值m=2mm(参考表5-27，并考虑到用于传动的齿轮模数应取),取按接触疲劳强度算得的分 m=2mm度圆。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为 ，取 Z2=201,为了中心距圆整0或5取。1.4、几何尺寸计算（1）计算中心距 ， 计 算 及 说 明 结 果（2）计算大小齿轮的分度圆直径 d1=108mm d2=402mm计算齿轮宽度 b =108mm 取。 （5）计算齿顶圆直径 da1=112mm da1=406mm计算齿全高 h=4.5mm（7）计算齿顶高 ha=2mm计算齿根高 hf=2.5mm计算齿根圆直径 df1=103mm df2=

15、397mm2、低速级齿轮设计2.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮，压力角为20°。（2）带式输送机为一般工作机器选用7级精度。（3）材料选择。由表5-20，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，齿面硬度250HBW;大齿轮材料为45钢，调质处理，正火处理，齿面硬度200HBW。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 计 算 及 说 明 结 果 (5)齿数比u=2.65 u=2.652.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即 确定公式中的各参数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 由表5-26查得齿宽系数； 由表5-25查得材料的弹性影响系数。 由图

16、5-10d得接触疲劳强度极限 由图5-10C得接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 由图5-8查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1，因此 取二者中小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 计 算 及 说 明 结 果 试算小齿轮分度圆直径 d2t161.31mm调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v=1.25m/s齿宽 b=203.01mm齿宽比模 b/h=8.85 b/h=8.85计算实际载荷系数 由表5-21查得使用系数 根据、7级精度，由图5-6查得动载系数查表5-22得齿间载荷分配系数由表5-23用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，则载

17、荷系数为 K=1.5267 按实际载荷系数算得分度圆直径 d3=170.19mm 计 算 及 说 明 结 果及相应的齿轮模数 m=8.51mm2.3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即 确定公式中的各参数值由图5-9c查得弯曲疲劳强度极限小齿轮=385MPa =385MP 弯曲疲劳强度极限大齿轮=320MPa =320MPa 由图5-7取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.95 =0.88=0.95 计算弯曲疲劳强度。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算载荷系数K 查表5-24，得齿形系数,由表5-24查得应力修正系数计算2）试算齿轮模数 计 算 及 说 明 结 果对比计算结果，由齿面接

18、触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿 m=5mm数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.01mm并就近圆整为标准值m=5mm(参考表5-27，并考虑到用于传动的齿轮模数应取),取按接触疲劳强度算得的分度圆。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为 ，取 Z4=112为了中心距圆整0或5取。2.4、传动比误差计算 实际总传动比 29.99 在误差范围内，合格。2.5、几何尺寸计算（1）计算中心距 ， （2）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=172mm d4=448m

19、m计算齿轮宽度 b =172mm 取 计 算 及 说 明 结 果（5）计算齿顶圆直径 da3=176mm da1=452mm计算齿全高 h=4.5mm（7）计算齿顶高 ha=2mm 计算齿根高 hf=2.5mm 计算齿根圆直径 df3=167mm df4=443mm 第六部分：轴与轴承的计算1、轴的选材及其许用应力的确定因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，调质处理。查表16-1得：轴材料的硬度为217255HBW，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。2、轴的最小直径估计2.1高速轴最小直径二级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入

20、端与大带轮连接，所以输入端轴径最小。查表16-2，取，则高速轴最小直径为计 算 及 说 明 结 果考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴轴径增大5%7%，则 取 。 2.2、中间轴的最小直径 查表16-2，取，则高速轴最小直径为 取 。2.3、低速轴的最小直径 查表16-2，取，则高速轴最小直径为 考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴轴径增大5%7%，则 取 。3、减速器转配图工作底图根据轴上零件的结构、装配关系、轴向宽度、零件间的相对位置和轴承润滑方式等要求，参考表15-1、图15-4、图16-3，设计二级圆柱齿轮减速器装配工

21、作底图。其中箱座壁厚查表15-1：，取；箱盖壁厚，取；由，取；，取，故箱体内宽计 算 及 说 明 结 果4、高速轴的结构设计及强度校核4.1、轴上零件的位置与固定方式的确定高速轴采用齿轮轴。由于轴不长，所以轴承采用两端固定的方式。现轴承采用油润滑，可以采用挡油环定位。4.2、各轴段直径和长度的确定（1）各轴段直径的确定：最小直径，安装大带轮外伸轴端，（即大带轮的孔径）。 d11=40mm：密封处轴端，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度，并考虑密封圈的标准，故取。 d12=50mm该处轴的圆周速度 故可选用毡圈油封，由表9-9，选取毡圈50 JB/ZQ 4606-1997。：滚动轴承处轴

22、段考虑轴承的拆装方便，因而使现取 d13=55mm考虑到轴承承受的是径向力，故选用圆锥滚子轴承轴承。查表6-3选用30211，其基本尺寸为，其安装尺寸为 ：过渡轴段，取 d14=64mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式均需与小齿轮一样，采用45钢，调质处理。 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相同，故取 d15=55mm（2）各轴段长度的确定：应比大带轮的轮毂长度短23mm，故取 L11=78mm：查表15-1：地脚螺钉直径，取M24。轴承旁连接螺钉，取M20。查表15-1得。箱盖与箱座连接螺栓直径，取M12。轴承端盖螺钉 计 算 及 说 明 结 果直径L12=

23、92.4mmL13=21mmL14=336.3mmL15=27mmL1总=549.9mm，取M12， 查表得。查表得轴承端盖凸缘厚度。轴承座宽度 。取端盖和轴承座间的调整垫片厚度；为了在不拆卸带轮的情况下，方便装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮轮毂端面至轴承座间的轴承端盖表面的距离，轴承靠近箱体内壁的一侧至箱体内壁的距离则有。 ： ： 因此，高速轴总长4.3、按弯扭合成应力校验轴的强度绘制高速轴受力简图如图 所示。小齿轮所受转矩小齿轮所受圆周力 Ft1=2819.12N小齿轮所受径向力 Fr1=1026.08N高速轴两轴承间的跨距由上述设计尺寸可得： 两支点支反力： 计 算 及 说 明 结 果 弯矩

24、：处合成弯矩： 高速轴所受转矩：绘制高速轴弯扭矩受力图如附图所示。D1111C1111T1111A1111B1111 计 算 及 说 明 结 果T11111由附图可知，齿轮轴处与处弯矩大小相近，但轴段直径较小，故为危险截面。因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环应力，取折合系数，危险截面的的当量弯矩 前已选定主动轴材料为45钢，调质处理，由表16-1查得,所以,安全4.4、滚动轴承校验查表6-3得：圆锥滚子轴承30210的基本耳钉动载荷Cr=73.2kN,基本额定静载荷C0=92Kn。预计寿命Lh，=24000h因Fa/Fr小于e,故X1=X2=0.4，Y1=Y2=0 查表6-14得，当

25、受到轻微冲击时，载荷系数fp=1.4. 因为,所以按照轴承1的受力验算，轴承在温度以下工作的温度系数，则 故所选轴承满足寿命要求。 计 算 及 说 明 结 果5、中间轴的结构设计及强度校核5.1、轴上零件的位置与固定方式的确定由于轴不长，所以轴承采用两端固定的方式。5.2、各轴段直径和长度的确定（1）各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段，查表6-3选用30210，其基本尺寸为，其安装尺寸为 d21=50mmd24：大齿轮处轴段，取d24=60mm d24=60mm：密封处轴端，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度，并考虑密封圈的标准，故取。 d23=70mm： 小齿轮处轴段，取d22= d2

26、4=60mm.由于df3/2-d22/2-4=49.5>>2.5mn=10故不采用齿轮轴。 d22=60mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。轴的材料和热处理方式均需与小齿轮一样，采用45钢，调质处理。：滚动轴承处轴段， d25=50mm （2）各轴段长度的确定： L21=38mmL22: ： ： : 因此，中间轴总长 L2总=381.5mm 计 算 及 说 明 结 果5.3、按弯扭合成应力校验轴的强度大、小齿轮所受转矩大齿轮所受圆周力 Ft2=2749.55N大齿轮所受径向力 Fr2=1000.75N小齿轮所受圆周力 Ft3=7896.98N小齿轮所受径向力 Fr

27、3=2874.27N高速轴两轴承间的跨距由上述设计尺寸可得： 两支点支反力： 弯矩：处合成弯矩： 处合成弯矩： 中间轴所受转矩：绘制中间轴弯扭矩受力图如附图所示。计 算 及 说 明 结 果由附图可知， 为危险截面。因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环应力，取折合系数，危险截面的的当量弯矩 6、低速轴的结构设计及强度校核6.1联轴器的选择 由于在和较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性套柱销联轴器。查表7-9，用于取运输机的工作情况系数KA=1.5 Tca=KAT3=1.5x1715.76=2573.64 Tca=2573.64 查表7-7选用LX5，公称转矩Tn=3150，n=345

28、0r/min>n=50.15r/min 选用LX5型联轴器6.2、轴上零件的位置与固定方式的确定由于轴不长，所以轴承采用两端固定的方式。6.3、各轴段直径和长度的确定（1）各轴段直径的确定：最小直径，安装联轴器外伸轴端， d31=67mm： 定位轴肩，并考虑标准，故取。 d32=80mm该处轴的圆周速度 故可选用毡圈油封，由表9-9，选取毡圈80 JB/ZQ 4606-1997。：滚动轴承处轴段考虑轴承的拆装方便，因而使现取 d33=85mm考虑到轴承承受的是径向力，故选用圆锥滚子轴承轴承。查表6-3选用30217，其基本尺寸为，其安装尺寸为：过渡轴段，取 d34=95mmd36:低速级

29、大齿轮安装处轴段： ：h=(0.070.1)d24=6.659.5,查1-19取标准值 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相同，故取 d37=80mm计 算 及 说 明 结 果 （2）各轴段长度的确定 ： L31=140mm。 L32=95.4mm ： L33=28mm： L34=134.5mm， 取L35=10 L35=10mm L36=170mm L37=50mm 因此，高速轴总长 L3总=627.9mm6.4、按弯扭合成应力校验轴的强度绘制高速轴受力简图如图 所示。小齿轮所受转矩小齿轮所受圆周力 Ft4=7956.64N小齿轮所受径向力 Fr4=2787.88N高速轴两轴承间的跨距由上述设计尺

30、寸可得： 两支点支反力： 弯矩：计 算 及 说 明 结 果处合成弯矩： 低速轴所受转矩：绘制低速轴弯扭矩受力图如附图所示。TDCBA计 算 及 说 明 结 果由附图可知，故为危险截面。因为是单向回转轴，所以转矩切应力视为脉动循环应力，取折合系数，危险截面的的当量弯矩 前已选定主动轴材料为45钢，调质处理，由表16-1查得,所以,安全6.5、滚动轴承校验查表6-3得：圆锥滚子轴承30216的基本耳钉动载荷Cr=160kN,基本额定静载荷C0=212kN。预计寿命Lh，=24000h 查表6-14得，当受到轻微冲击时，载荷系数fp=1.2.因，Y1= Y2=0，X1= X2=0.4因为,所以按照轴承2的受力验算，轴承在温度以下工作的温度系数，则故所选轴承满足寿命要求。齿轮润滑方式确定 计 算 及 说 明 结 果有0.5m/s<vmin<vmax<12m/s,故齿轮的润滑采用油润滑。查表9-2，有润滑油的运动粘度82mm2/s.查表9-1，选取全损耗系统油GB/T 43319