設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器修改

1、目 錄一、傳動方案的確定1二、電動機的選擇12.1、電動機類型和結構形式選擇12.2、確定電動機功率2三、傳動裝置傳動比計算及分配43.1、計算總傳動比43.2、分配各級傳動比43.3動力參數計算53.4、計算各軸轉速53.5、計算各軸功率53.6、計算各軸轉矩5四、減速器外的傳動零件的設計帶傳動的設計計算64.1、確定計算功率Pca64.2、選擇V帶的帶型64.3、確定帶輪的基準直徑，驗算帶速和減速器輸入軸的轉速誤差74.4、確定V帶的中心距基準長度74.4.1、確定中心距74.4.2、計算帶所需的基準長度74.4.3、計算實際中心距。74.5、驗算小帶輪的包角84.6、計算帶的根數。84.

2、6.1、計算單根V帶的額定功率。84.6.2、計算V帶的根數。84.7、計算單根V帶的初拉力的最小值。84.8、計算壓軸力84.9、帶輪的結構設計94.9.1、小帶輪結構設計94.9.2、大帶輪結構設計9五、減速器內的傳動零件的設計齒輪傳動的設計計算105.1、高速級齒輪設計105.1.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數105.1.2、按齒面接觸疲勞強度設計105.1.3、按齒根彎曲疲勞強度設計125.1.4、幾何尺寸計算135.2、低速級齒輪設計145.2.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數145.2.2、按齒面接觸疲勞強度設計155.2.3、按齒根彎曲疲勞強度設計185.2.4、幾

3、何尺寸計算195.2.5、傳動比誤差計算19六、軸的設計計算及強度校核196.1、軸的選材及其許用應力的確定196.2、軸的最小直徑估計196.2.1高速軸最小直徑206.2.2、中間軸的最小直徑206.2.3、低速軸的最小直徑206.3、減速器轉配圖工作底圖216.4、高速軸的結構設計及強度校核226.4.1、軸上零件的位置與固定方式的確定226.4.2、各軸段直徑和長度的確定236.4.3、按彎扭合成應力校驗軸的強度236.4.4、滾動軸承校驗246.5、中間軸的結構設計和強度校核256.5.1、軸上零件的位置與固定方式的確定256.5.2、各軸段直徑和長度的確定266.5.3、按彎扭合成

4、應力校驗軸的強度276.5.4、滾動軸承校驗2876.6、低速軸的結構設計和強度校核286.6.1、軸上零件的位置與固定方式的確定286.6.2、各軸段直徑和長度的確定286.6.3、按彎扭合成應力校驗軸的強度296.6.4、滾動軸承校驗31七、鍵的選擇與強度校核317.1、高速軸外伸端處317.1.1、選擇鍵連接的種類與尺寸317.1.2、校核鍵連接的強度317.2、中間軸鍵的選擇327.2.1、大齒輪處鍵連接的種類與尺寸327.2.2、小齒輪處鍵連接的種類與尺寸337.3、低速軸外伸端處338.3.1、選擇鍵連接的種類與尺寸337.3.2、校核鍵連接的強度337.4、低速軸大齒輪處337.

5、4.1、選擇鍵連接的種類與尺寸337.4.2、校核鍵連接的強度34八、設計小結34計 算 及 說 明 結 果 第二部分：電動機的選擇計算（一）、選擇電動機的類型和結構形式：根據工作要求采用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。（二）、選擇電動機的容量電動機所需工作功率為 工作機所需功率為 傳動裝置的總效率為 查表1-10得：傳動滾筒效率 ； 滾動軸承傳動效率 ； 閉式齒輪傳動效率 ； 聯軸器傳動效率 ； V帶傳動效率 得傳動裝置的總效率為 滾筒軸工作轉速為 計 算 及 說 明 結 果 所需電動機功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可由表2-1，Y系列電動機技術數據，選電動

6、機的額定功率為11kW.（三）、確定電動機的轉速：按表1-9推薦的傳動比常用范圍：V帶傳動比常用范圍為二級圓柱齒輪減速器為總傳動比的范圍為故電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有1500r/min、3000r/min兩種。方案對比,如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和價格以及總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結構緊湊，考慮電動機重量和價格，選用方案2效果較好；現選用方案2。選定電動機的型號為Y160M-4由表2-3查得： 電動機的機座中心高H=160mm 電動機的伸出端直徑D=42mm 電動機的伸出端長度E=110mm 電動機型號為 Y160M-4計 算 及 說 明

7、結 果電動機數據及總傳動比 方案電 動 機型 號額 定 功 率Ped / KW電 機 轉 速 n/(r/min)同步轉速滿載轉速1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460 第三部分：傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算（一）傳動裝置總傳動比的確定和分配 1、計算總傳動比 2、分配傳動裝置各級傳動比查表1-9，V帶傳動的傳動比 減速器的傳動比 ： 取兩極圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則低速級的傳動比為 （二）傳動裝置運動和動力參數的計算: 0軸（電機軸）： 計 算 及 說 明 結 果 I軸（高速軸）： 軸（中間軸）： 軸（低速軸）： 軸（滾筒軸）： 計 算 及 說

8、 明 結 果軸名功 率P/kW轉 矩T/Nm轉速n傳動比 i效率0 軸10.1866.6146033.692.6310.960.960.960.98I 軸9.77191.7486.7II 軸9.38679.14147.78III軸9.011715.7650.15IV 軸8.831681.4950.15 表2 各軸運動動力參數 第四部分：V帶的設計1、傳遞功率： 小輪轉速 查表5-1，按每天單班制工作，載荷變動較?。?計算功率 2、選擇帶型： 根據計算功率、小帶輪轉速由圖5-1選用A型 3、確定帶輪基準直徑： 由表5-2和圖5-1取主動輪直徑 由表5-2，取 計 算 及 說 明 結 果驗算帶速：

9、 帶速合適 4、確定窄V帶的基準長度和傳動中心距： 初步確定中心距為 計算帶所需基準長度： 由表5-3選帶的基準長度 按式 取 因此中心距的變化范圍為393460mm 計 算 及 說 明 結 果 5、驗算小輪包角 主動輪包角合適 6、計算V帶根數： 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、計算預緊力： 查表5-7 =500*11.198*（2.5/0.921-1）/8.56*7+0.1*8.562 =167.53N 計 算 及 說 明 結 果8、計算作用軸上的壓軸力： F0=2247.68N.9、帶輪的結構設計帶輪材料采用HT150。由表5-

10、8查得：現取9.1、小帶輪結構設計小帶輪采用腹板式。由電動機伸出端直徑d=42mm，查表5-9及5-8可得 9.2、大帶輪結構設計大帶輪采用輪輻式。高速軸伸出端直徑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 計 算 及 說 明 結 果Z1=35Z2=130U=3.71T1=191.7N1=7.01X108N2=1.88X108第五部分：齒輪傳動設計計算1、高速級齒輪設計1.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）選用直齒圓柱齒輪，壓力角為20°。（2）帶式輸送機為一般工作機器，選用

11、7級精度。（3）材料選擇。由表5-20，選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度250HBW;大齒輪材料為45鋼，調質處理，正火處理，齒面硬度200HBW。（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數 。(5)齒數比u=3.711.2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）試算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式中的各參數值 試選載荷系數 計算小齒輪傳遞的轉矩 由表5-26查得齒寬系數； 由表5-25查得材料的彈性影響系數。由圖5-10d得接觸疲勞強度極限 由圖5-1C得接觸疲勞強度極限 計算應力循環(huán)次數 計 算 及 說 明 結 果 由圖5-8查取接觸疲勞壽命系數取失效概率為1%、安全系數S=1，因此 取二者中小的作為該

12、齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 試算小齒輪分度圓直徑 d1t102.98mm調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度 v=2.62m/s齒寬 b=102.98mm齒寬比 模數 齒高 b/h=15.56 b/h=15.56 計 算 及 說 明 結 果計算實際載荷系數 由表5-21查得使用系數 根據、7級精度，由圖5-6查得動載系數查表5-22得齒間載荷分配系數由表5-23用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，則載荷系數為 K=1.5078 按實際載荷系數算得分度圓直徑 =108.20mm及相應的齒輪模數 m=3.09mm1.3、按齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算齒輪模

13、數，即 確定公式中的各參數值由圖5-9c查得彎曲疲勞強度極限小齒輪=385MPa =385MP 彎曲疲勞強度極限大齒輪=320MPa =320MPa 由圖5-7取彎曲疲勞壽命系數=0.88，=0.95 =0.88，=0.95 計算彎曲疲勞強度。取彎曲疲勞安全系數S=1.4 計算載荷系數K 計 算 及 說 明 結 果查表5-24，得齒形系數,由表5-24查得應力修正系數計算2）試算齒輪模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可

14、取由彎曲強度算得的模數1.97mm并就近圓整為標準值m=2mm(參考表5-27，并考慮到用于傳動的齒輪模數應取),取按接觸疲勞強度算得的分 m=2mm度圓。從而可算出小齒輪齒數和大齒輪齒數分別為 ，取 Z2=201,為了中心距圓整0或5取。1.4、幾何尺寸計算（1）計算中心距 ， 計 算 及 說 明 結 果（2）計算大小齒輪的分度圓直徑 d1=108mm d2=402mm計算齒輪寬度 b =108mm 取。 （5）計算齒頂圓直徑 da1=112mm da1=406mm計算齒全高 h=4.5mm（7）計算齒頂高 ha=2mm計算齒根高 hf=2.5mm計算齒根圓直徑 df1=103mm df2=

15、397mm2、低速級齒輪設計2.1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）選用直齒圓柱齒輪，壓力角為20°。（2）帶式輸送機為一般工作機器選用7級精度。（3）材料選擇。由表5-20，選擇小齒輪材料為45鋼，調質處理，齒面硬度250HBW;大齒輪材料為45鋼，調質處理，正火處理，齒面硬度200HBW。（4）選小齒輪齒數，大齒輪齒數 計 算 及 說 明 結 果 (5)齒數比u=2.65 u=2.652.2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）試算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式中的各參數值 試選載荷系數 計算小齒輪傳遞的轉矩 由表5-26查得齒寬系數； 由表5-25查得材料的彈性影響系數。 由圖

16、5-10d得接觸疲勞強度極限 由圖5-10C得接觸疲勞強度極限 計算應力循環(huán)次數 由圖5-8查取接觸疲勞壽命系數取失效概率為1%、安全系數S=1，因此 取二者中小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 計 算 及 說 明 結 果 試算小齒輪分度圓直徑 d2t161.31mm調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度 v=1.25m/s齒寬 b=203.01mm齒寬比模 b/h=8.85 b/h=8.85計算實際載荷系數 由表5-21查得使用系數 根據、7級精度，由圖5-6查得動載系數查表5-22得齒間載荷分配系數由表5-23用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱分布時，則載

17、荷系數為 K=1.5267 按實際載荷系數算得分度圓直徑 d3=170.19mm 計 算 及 說 明 結 果及相應的齒輪模數 m=8.51mm2.3、按齒根彎曲疲勞強度設計（1）試算齒輪模數，即 確定公式中的各參數值由圖5-9c查得彎曲疲勞強度極限小齒輪=385MPa =385MP 彎曲疲勞強度極限大齒輪=320MPa =320MPa 由圖5-7取彎曲疲勞壽命系數=0.88，=0.95 =0.88=0.95 計算彎曲疲勞強度。取彎曲疲勞安全系數S=1.4 計算載荷系數K 查表5-24，得齒形系數,由表5-24查得應力修正系數計算2）試算齒輪模數 計 算 及 說 明 結 果對比計算結果，由齒面接

18、觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒 m=5mm數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數3.01mm并就近圓整為標準值m=5mm(參考表5-27，并考慮到用于傳動的齒輪模數應取),取按接觸疲勞強度算得的分度圓。從而可算出小齒輪齒數和大齒輪齒數分別為 ，取 Z4=112為了中心距圓整0或5取。2.4、傳動比誤差計算 實際總傳動比 29.99 在誤差范圍內，合格。2.5、幾何尺寸計算（1）計算中心距 ， （2）計算大小齒輪的分度圓直徑 d3=172mm d4=448m

19、m計算齒輪寬度 b =172mm 取 計 算 及 說 明 結 果（5）計算齒頂圓直徑 da3=176mm da1=452mm計算齒全高 h=4.5mm（7）計算齒頂高 ha=2mm 計算齒根高 hf=2.5mm 計算齒根圓直徑 df3=167mm df4=443mm 第六部分：軸與軸承的計算1、軸的選材及其許用應力的確定因傳遞的功率不大，并對質量及結構尺寸無特殊要求，所以初選軸的材料為45鋼，調質處理。查表16-1得：軸材料的硬度為217255HBW，抗拉強度極限，屈服強度極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，許用彎曲應力。2、軸的最小直徑估計2.1高速軸最小直徑二級齒輪減速器的高速軸為轉軸，輸入

20、端與大帶輪連接，所以輸入端軸徑最小。查表16-2，取，則高速軸最小直徑為計 算 及 說 明 結 果考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸段截面上應設有一個鍵槽，故將此軸軸徑增大5%7%，則 取 。 2.2、中間軸的最小直徑 查表16-2，取，則高速軸最小直徑為 取 。2.3、低速軸的最小直徑 查表16-2，取，則高速軸最小直徑為 考慮到高速軸最小直徑處安裝大帶輪，該軸段截面上應設有一個鍵槽，故將此軸軸徑增大5%7%，則 取 。3、減速器轉配圖工作底圖根據軸上零件的結構、裝配關系、軸向寬度、零件間的相對位置和軸承潤滑方式等要求，參考表15-1、圖15-4、圖16-3，設計二級圓柱齒輪減速器裝配工

21、作底圖。其中箱座壁厚查表15-1：，??；箱蓋壁厚，??；由，??；，取，故箱體內寬計 算 及 說 明 結 果4、高速軸的結構設計及強度校核4.1、軸上零件的位置與固定方式的確定高速軸采用齒輪軸。由于軸不長，所以軸承采用兩端固定的方式?，F軸承采用油潤滑，可以采用擋油環(huán)定位。4.2、各軸段直徑和長度的確定（1）各軸段直徑的確定：最小直徑，安裝大帶輪外伸軸端，（即大帶輪的孔徑）。 d11=40mm：密封處軸端，根據大帶輪的軸向定位要求以及定位軸肩的高度，并考慮密封圈的標準，故取。 d12=50mm該處軸的圓周速度 故可選用氈圈油封，由表9-9，選取氈圈50 JB/ZQ 4606-1997。：滾動軸承處軸

22、段考慮軸承的拆裝方便，因而使現取 d13=55mm考慮到軸承承受的是徑向力，故選用圓錐滾子軸承軸承。查表6-3選用30211，其基本尺寸為，其安裝尺寸為 ：過渡軸段，取 d14=64mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結構。軸的材料和熱處理方式均需與小齒輪一樣，采用45鋼，調質處理。 ：滾動軸承處軸段，應與右支承相同，故取 d15=55mm（2）各軸段長度的確定：應比大帶輪的輪轂長度短23mm，故取 L11=78mm：查表15-1：地腳螺釘直徑，取M24。軸承旁連接螺釘，取M20。查表15-1得。箱蓋與箱座連接螺栓直徑，取M12。軸承端蓋螺釘 計 算 及 說 明 結 果直徑L12=

23、92.4mmL13=21mmL14=336.3mmL15=27mmL1總=549.9mm，取M12， 查表得。查表得軸承端蓋凸緣厚度。軸承座寬度 。取端蓋和軸承座間的調整墊片厚度；為了在不拆卸帶輪的情況下，方便裝拆軸承端蓋連接螺釘，取帶輪輪轂端面至軸承座間的軸承端蓋表面的距離，軸承靠近箱體內壁的一側至箱體內壁的距離則有。 ： ： 因此，高速軸總長4.3、按彎扭合成應力校驗軸的強度繪制高速軸受力簡圖如圖 所示。小齒輪所受轉矩小齒輪所受圓周力 Ft1=2819.12N小齒輪所受徑向力 Fr1=1026.08N高速軸兩軸承間的跨距由上述設計尺寸可得： 兩支點支反力： 計 算 及 說 明 結 果 彎矩

24、：處合成彎矩： 高速軸所受轉矩：繪制高速軸彎扭矩受力圖如附圖所示。D1111C1111T1111A1111B1111 計 算 及 說 明 結 果T11111由附圖可知，齒輪軸處與處彎矩大小相近，但軸段直徑較小，故為危險截面。因為是單向回轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環(huán)應力，取折合系數，危險截面的的當量彎矩 前已選定主動軸材料為45鋼，調質處理，由表16-1查得,所以,安全4.4、滾動軸承校驗查表6-3得：圓錐滾子軸承30210的基本耳釘動載荷Cr=73.2kN,基本額定靜載荷C0=92Kn。預計壽命Lh，=24000h因Fa/Fr小于e,故X1=X2=0.4，Y1=Y2=0 查表6-14得，當

25、受到輕微沖擊時，載荷系數fp=1.4. 因為,所以按照軸承1的受力驗算，軸承在溫度以下工作的溫度系數，則 故所選軸承滿足壽命要求。 計 算 及 說 明 結 果5、中間軸的結構設計及強度校核5.1、軸上零件的位置與固定方式的確定由于軸不長，所以軸承采用兩端固定的方式。5.2、各軸段直徑和長度的確定（1）各軸段直徑的確定：滾動軸承處軸段，查表6-3選用30210，其基本尺寸為，其安裝尺寸為 d21=50mmd24：大齒輪處軸段，取d24=60mm d24=60mm：密封處軸端，根據大帶輪的軸向定位要求以及定位軸肩的高度，并考慮密封圈的標準，故取。 d23=70mm： 小齒輪處軸段，取d22= d2

26、4=60mm.由于df3/2-d22/2-4=49.5>>2.5mn=10故不采用齒輪軸。 d22=60mm齒輪處軸段：由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結構。軸的材料和熱處理方式均需與小齒輪一樣，采用45鋼，調質處理。：滾動軸承處軸段， d25=50mm （2）各軸段長度的確定： L21=38mmL22: ： ： : 因此，中間軸總長 L2總=381.5mm 計 算 及 說 明 結 果5.3、按彎扭合成應力校驗軸的強度大、小齒輪所受轉矩大齒輪所受圓周力 Ft2=2749.55N大齒輪所受徑向力 Fr2=1000.75N小齒輪所受圓周力 Ft3=7896.98N小齒輪所受徑向力 Fr

27、3=2874.27N高速軸兩軸承間的跨距由上述設計尺寸可得： 兩支點支反力： 彎矩：處合成彎矩： 處合成彎矩： 中間軸所受轉矩：繪制中間軸彎扭矩受力圖如附圖所示。計 算 及 說 明 結 果由附圖可知， 為危險截面。因為是單向回轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環(huán)應力，取折合系數，危險截面的的當量彎矩 6、低速軸的結構設計及強度校核6.1聯軸器的選擇 由于在和較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，故選用彈性套柱銷聯軸器。查表7-9，用于取運輸機的工作情況系數KA=1.5 Tca=KAT3=1.5x1715.76=2573.64 Tca=2573.64 查表7-7選用LX5，公稱轉矩Tn=3150，n=345

28、0r/min>n=50.15r/min 選用LX5型聯軸器6.2、軸上零件的位置與固定方式的確定由于軸不長，所以軸承采用兩端固定的方式。6.3、各軸段直徑和長度的確定（1）各軸段直徑的確定：最小直徑，安裝聯軸器外伸軸端， d31=67mm： 定位軸肩，并考慮標準，故取。 d32=80mm該處軸的圓周速度 故可選用氈圈油封，由表9-9，選取氈圈80 JB/ZQ 4606-1997。：滾動軸承處軸段考慮軸承的拆裝方便，因而使現取 d33=85mm考慮到軸承承受的是徑向力，故選用圓錐滾子軸承軸承。查表6-3選用30217，其基本尺寸為，其安裝尺寸為：過渡軸段，取 d34=95mmd36:低速級

29、大齒輪安裝處軸段： ：h=(0.070.1)d24=6.659.5,查1-19取標準值 ：滾動軸承處軸段，應與右支承相同，故取 d37=80mm計 算 及 說 明 結 果 （2）各軸段長度的確定 ： L31=140mm。 L32=95.4mm ： L33=28mm： L34=134.5mm， 取L35=10 L35=10mm L36=170mm L37=50mm 因此，高速軸總長 L3總=627.9mm6.4、按彎扭合成應力校驗軸的強度繪制高速軸受力簡圖如圖 所示。小齒輪所受轉矩小齒輪所受圓周力 Ft4=7956.64N小齒輪所受徑向力 Fr4=2787.88N高速軸兩軸承間的跨距由上述設計尺

30、寸可得： 兩支點支反力： 彎矩：計 算 及 說 明 結 果處合成彎矩： 低速軸所受轉矩：繪制低速軸彎扭矩受力圖如附圖所示。TDCBA計 算 及 說 明 結 果由附圖可知，故為危險截面。因為是單向回轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環(huán)應力，取折合系數，危險截面的的當量彎矩 前已選定主動軸材料為45鋼，調質處理，由表16-1查得,所以,安全6.5、滾動軸承校驗查表6-3得：圓錐滾子軸承30216的基本耳釘動載荷Cr=160kN,基本額定靜載荷C0=212kN。預計壽命Lh，=24000h 查表6-14得，當受到輕微沖擊時，載荷系數fp=1.2.因，Y1= Y2=0，X1= X2=0.4因為,所以按照軸承2的受力驗算，軸承在溫度以下工作的溫度系數，則故所選軸承滿足壽命要求。齒輪潤滑方式確定 計 算 及 說 明 結 果有0.5m/s<vmin<vmax<12m/s,故齒輪的潤滑采用油潤滑。查表9-2，有潤滑油的運動粘度82mm2/s.查表9-1，選取全損耗系統(tǒng)油GB/T 43319