二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机课程设计

1、1 带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2工作情况：已知条件1) 工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为+5%3原始数据题号参数1运输机工作轴转矩T/(N*m)1800运输带工作速度v/(m/s)1.35卷筒直径D/mm370注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。 二 动力机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 交流电动机。1 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA（见1表8-6），查得K A=1.3设

2、计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率 （4对）， 齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中=0.98（两对联轴器的效率取相等） =0.98（123为减速器的3对轴承） =0.98（4为卷筒的一对轴承） =0.97.（两对齿轮的效率取相等）=0.832） 电动机的输出功率Pw=kA*=1.6KWP0Pw/，=0.83 P01.6/0.83=1.93KW2 电动机转速的选择由执行机构的曲柄转速为n=42.15r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传

3、动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×n（16160）×42.15674.46744r/min。3电动机型号的确定由表查出电动机型号为Y132m1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 三 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：nm/nw nw42.15 nm=960r/min i22.782 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因为i22.78，取i23，估测选取 i1=

4、5.44 i2=4.18速度偏差为0.5%，所以可行。3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 （1）各轴转速 高速I n1=960 r/min 中间轴II n2=176.47r/min 低速轴III n3= =42.22r/min 卷筒 n4=42.22r/min。各轴功率（2） 各轴输入功率 P0=4Kw 高速I P1 = P0* = 3*0.98*0.98=3.84 Kw 中间轴II P2=P1* =2.9403*0.97*0.98=3.65 Kw 低速轴III P3=P2*=2.7653*0.0.97*0.98=3.47Kw 卷筒 P4=P3*=2.600*0.98*0.98=3.

5、33 Kw 各轴转矩 电动机转轴 T0=2.2 N高速I T1= =38.2N 中间轴II T2= =2o7.8 N 低速轴III T3= =784.9 N 卷筒 T4=753.23 N项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）960960176.47 42.2242.22功率（kW）43.843.653.473.33转矩（N·m）2.238.2207.8784.9 753.23传动比115.4434.181效率10.960.950.950.96四 传动件设计计算（齿轮） 1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为2

6、80HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2108的；2 按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。确定各参数的值:试选=1.6查课本 选取区域系数 Z=2.425 由课本 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60×960×1×（2×8×365×5）=1.6×10hN= =3.3×10h (4.8为齿数比,即4.8=)查课本图得：K=0.9 K=

7、0.95齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用得:=0.9×600=540=0.95×500=522.5 许用接触应力 查课本由表得： =189.8MP 由表得: =13.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=40.31mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25*1.95=4.4 = =9.16计算纵向重合度=0.318=1.7计算载荷系数K使用系数=1。25根据,7级精度, 查课本得动载系数K=1.08,查课本得K的计算公式:K= +0.23×10×b =1.1

8、2+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42查课本由表10-13得: K=1.4查课本由表10-3 得: K=1.4故载荷系数:KK K K K =1×1.4×1.08×1.42=2.15按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=40.31×=44.82计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩38.2kN·m   确定齿数z      计算当量齿数zz

9、/cos20/ cos1521.9 zz/cos1088/ cos15118.33       初选齿宽系数  按对称布置，由表查得1       初选螺旋角  初定螺旋角 15       载荷系数KKK K K K=1×1.08×1.4×1.42.11       查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由得

10、:齿形系数Y2.8 Y1.61  应力校正系数Y1.55  Y1.8   重合度系数Y  轴向重合度1.7 螺旋角系数Y0.88查课本得到弯曲疲劳强度极限                  小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88 K=0.9 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，

11、由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=44.82来计算应有的齿数.于是由:z=21.65 取z=21那么z=5.4×21=113   几何尺寸计算计算中心距 a=138.14将中心距圆整为139按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=43.75d=235.42计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小

12、齿轮 280HBS 取小齿齿数=25速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS 圆整取z=100. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本选取区域系数Z=2.425试选,查课本查得=0.78 =0.89 =0.78+0.89=1.67应力循环次数N=60×n×j×L=60×176.47×1×(2×8×300×5)=2.54×10 N=6.4×107由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数

13、K=0.9 K= 0.99 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=540=544.5542.25 查课本查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 =71.042. 计算圆周速度 0.663. 计算齿宽b=d=71.044. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25×m=6.18 =11.055. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×1

14、0×65.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=71.04×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）       计算小齿轮传递的转矩207.8kN·m（2）       确定齿数z因为是硬齿面，故取z25，zi ×

15、;z100（3）       初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1（4）      初选螺旋角  初定螺旋角15（5）      载荷系数KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 当量齿数       zz/cos27.51 zz/cos109.57由课本查

16、得齿形系数Y和应力修正系数Y （7）       螺旋角系数Y 轴向重合度 2.13Y10.73（8）       计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限   查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.94 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较               &

17、#160;  大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=71.04来计算应有的齿数.z=22.97 取z=23z=91.88 取z=92    初算主要尺寸计算中心距 a=177.84将中心距圆整为179 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正   分度圆直径 d=71.13d=284.54

18、计算齿轮宽度圆整后取 五 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）A 低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.47Kw784.9N·m42.22r/min284.54mm20°2求作用在齿轮上的力F= F= F F= Ftan=1528.95N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:3. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号,选取因为计算转矩小于联轴器公称

19、转矩,所以查机械设计手册选取HL4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=57mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-1

20、6大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据d2-3=57mm 选 30312号右端采用轴肩定位 查2 又根据d2-3=57mm和上表取d3-4=d7-8=60轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.070.1倍所以在d7-8=60mm d4-5=72mmc 取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=65mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为72，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取l6-7=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.070.1倍）这里去轴肩高度h=6mm.所以d5-6=77mm.轴的宽度去b>=1.4h,取轴

21、的宽度为L5-6=12mm.d 轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为30mm。固取L2-3=50mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=13.5mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=14.5mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=33.5mm小齿轮的轮毂长L=40mm则 L7-8 =T+s+a+(72-70)=57mm L4-5=L+c+a+s-L5-6=76mm至此已初步确定轴得长度3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的

22、周向定位都采用平键联接。按d4-5=65mm 由 手册查得平键的截面 b*h=16*10 (mm) L=56mm同理按 d1-2=50mm. b*h=10*8 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.5*45°各轴肩处的圆角半径见上图5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对与61809，

23、由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*784.9/284.54*103=5516.97 N Fr= 2091.68N F= Ftan=1528.95N通过计算有FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NMH=844096.41 N·M 同理有FNV1=1132.35N FNV2=959.33N 载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NFNV1=1132.35N FNV2=959.33N总弯矩MH=844096.

24、41 N·M 扭矩T3=784.9N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 （轴上载荷示意图） 7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的

25、情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数 截面截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=784.9 N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得 ， 又由1

26、附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25S13S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=216000抗扭系数 =0.2=43200000截面左侧的弯矩M为 M=642045截面上的扭矩为 =784900截面上的弯曲应力 29.72截面上的扭转应力 =18.17K=K=所以 综合系

27、数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=24.64S16.32S=1.5 所以它是安全的本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴 2 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.65 Kw207.8N·m176.47r/min235.42mm20°2求作用在齿轮上的力 F= F F= Ftan=486.59N3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的

28、直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号选取HL2型弹性套柱销联轴器其公称转矩为315000Nm半联轴器的孔径5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知 ，由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm所以左端L1-2 =L5-6=40mm l4-5=65mm左端轴承采用轴肩定位由2查得 轴承的轴肩高度为2.5mm所以d2-3=40mm ,同理右端轴承的直径为d1-2= d5-6=35mm，定位轴肩为2.5mm在右端大齿轮在里减速箱内壁为a=12mm，因为大齿轮的宽度为42mm,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L2-3

29、=45mm8mm为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm,所以取d4-5=40mm同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计时距离也为12mm所以d3-4=45mmL3-4 =6所以齿轮的定位轴肩长度高度为3mm至此二轴的外形尺寸全部确定。C 轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=35mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2表4-1,L=36mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。D

30、 确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45°C第一轴 1 的设计1总结以上的数据。2求作用在齿轮上的力3 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有4 联轴器的型号的选取查表,取Ka=1.5则；Tca=Ka*T1=57.3N·m因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取TL4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径5. 轴的结构设计A 拟定轴上零件的装配方案B 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求

31、制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=24mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=27。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=40mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=40mmb 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据d2-3=24mm,所以选轴承。右端采用轴肩定位 查2 又根据d2-3=24mm和上表取d3-4=28mmc 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5

32、=32mm d 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25mm。固取L2-3=50mm ，c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离s,取s=8mm已知滚动轴承的宽度T=12mm小齿轮的轮毂长L=50mm，则L3-4 =18mm 至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1 表15-2取1.0mm六箱体及其附件的结构设计 1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计

33、：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）可取。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2）减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大

34、小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。（2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。（3）油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。（4）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。（5）起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。（6）起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。（7）定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度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10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指