用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、結構設計(2)計算說明書設計題目:用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速箱設計學 院 專 業(yè) 學 號 設 計 者 指導教師 完成日期 目錄一、設計任務書3二、傳動方案的分析與擬定3三、電動機的選擇計算.4四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算6五、傳動零件的設計計算8六、V帶設計19七、軸的設計計算及其強度校核21八、 鍵的校核計算31九、附件的結構設計32十、設計心得37參考文獻37 一、設計任務書（一）、題目：設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器. （二）、原始數(shù)據： 運輸帶工作拉力F:8000N 運輸帶工作速度v:1.10m/s 卷筒直徑D:300mm（三）、工作條件：連續(xù)單向

2、運轉，工作時有輕微震動，使用期限為10年,小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%.二、傳動方案的分析與擬定（1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉速），且綜合考慮其在結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對本次設計采用展開式二級圓柱齒輪減速器。該設計更能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。傳動方案簡圖如下所示對傳動簡圖中各標號零件的說明：1電動機 2-聯(lián)軸器 3二級圓柱齒輪減速器4運輸帶 5-帶筒三、 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，結構形式為臥

3、式封閉型。（二）、確定電動機的功率：按照傅燕鳴主編機械設計課程設計手冊（后文簡稱機設）中式（13-3，4），電動機所需工作功率為：（r/min）計算結果 計 算 結 果 工作機所需功率為：kw 因為齒輪齒面選用硬齒面的且轉速不高，所以選擇7級精度齒輪，效率為齒輪=0.98，V帶效率為帶=0.95， 因為有震動，故選用彈性聯(lián)軸器，效率為聯(lián)軸器=0.99 ,滾動軸承效率為軸承=0.99， 卷筒軸滑動軸承效率為 滾筒=0.96 傳動裝置的總效率為： 所需電動機功率為：kw 因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表2-1，Y系列電動機技術數(shù)據，選電動機的額定功率Ped為11kw。（三）

4、、確定電動機的型號 由機設表5-5可知V帶傳動比i=2-4。二級圓柱齒輪減速器為i2=8-40.則總傳動比的范圍為I=16-160,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 二種。方案對比：電動機的轉速越高，磁極對數(shù)越少，其尺寸和重量也就越小，價格越低。當選用轉速高的電動機，由于電動機轉速與工作機轉速差別較大，會使傳動比過大，致使結構尺寸和重量增加，價格反而也會有所提高，綜合考慮選用1500r/min的轉速的電動機，選擇型號Y160M-4。 電動機數(shù)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

5、1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算（一）、傳動裝置總傳動比的確定和分配1、傳動裝置總傳動比其中，為選定的電動機的滿載轉速2、分配傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比為i，取帶傳動比為3兩級展開式圓柱齒輪減速器，為高速級傳動比，為低速級傳動比。取 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比則高速級的傳動比(2) 、傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算 1、計算各軸轉速：n = nm = 1460 r / minn1 = n0/=1460/3=486.67r/minn2 = n1 / i12 =486.67/3.01=161.68r/mi

6、nn = n / i = 161.68/2.31=69.99r/min2、計算各軸功率：P = Pd =10.6kwP1 = P0 *帶 = 10.6*0.95=10.07kw P2 = P1 *軸承齒輪 = 10.07*0.99*0.98= 9.77kw P3 = P2 *軸承齒輪 =9.77*0.99*0.98=9.48kwP4 = P3*軸承聯(lián)軸器=9.48*0.99*0.99=9.29kw 3、計算各軸轉矩: T0 = 9550 P0/ n0=9550×10.06/1460=69.34N.MT1 = 9550 P1/ n1=9550×10.07/486.67=197

7、.61N.M T2 = 9550 P2/ n2 = 9550*9.77/161.68=577.09N.M T3= 9550P / n = 9550*9.48/69.99=1690.17NT4= 9550P4 / n4 = 9550*9.29/69.99=1267.60N.M 5、將運動和動力參數(shù)的計算結果加以總結，列出表格如下所示各軸運動和動力參數(shù)參數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸轉速(r/min)1460496.67161.6869.99功率(kw)10.610.079.779.48轉矩(n.m)69.34197.61577.091293.53傳動比33.012.31效率0.950.970.97

8、五、傳動零件的設計計算-減速箱內傳動零件設計圓柱齒輪傳動：一、選擇材料，確定許用應力由機械設計第八版表10-1得，小齒輪采用45鋼，調質處理，硬度為250HBW；大齒輪采用45鋼，正火處理，硬度為200HBW；兩者硬度差為50HBW。二、高速軸齒輪對計算選1軸上小齒輪齒數(shù)為25，得到2軸上大齒輪齒數(shù)為z2=i齒z1=3.01×25=75.25，取z2=75，壓力角為=131.按齒面接觸疲勞強度設計小齒輪分度圓直徑：確定公式中各參數(shù)： 取=1.6 小齒輪轉矩為T2=197.61N/m 由表5-26選齒寬系數(shù)=1 由表5-25查得彈性影響系數(shù) 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞

9、極限分別為=500MPa，=310MPa 力循環(huán)次數(shù)：=60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008=7.0088×108/(60/26)=2.336 由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)：= 0.92=0.97 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得需用接觸應力=460MPa =300.7MPa則=438.35MPa 由圖5-12選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。由圖5-13查得=0.78，=0.84，=+=1.62（2）計算：試算小齒輪分度圓直徑 =92.39mm圓周速度 =2.35m/s 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=192.39=92.39mm mnt=3.6mm h=2

10、.25mnt=2.253.6=8.1mm b/h=92.39/8.1=11.41mm計算縱向重合度 =0.318=0.318125tan13=1.84計算載荷系數(shù)K。由5-1得KA=1.0;根據v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系數(shù)KV=1.09， =1.321，查圖5-5得 =1.281;查5-22得=1.1故載荷系數(shù)為 K=KAKV=1.01.091.11.321=1.58按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑。 =計算模數(shù)mn mn=2)按齒根彎曲疲勞強度設計 （1） 確定計算參數(shù)。 計算載荷參數(shù)。 K=KAKV=11.091.11.281=1.536=1.84,從圖5-11

11、查得螺旋角影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)。由表5-24查得：YFa1=2.57 YFa2=2.22查取應力校正系數(shù)。由表5-24查得：YFs1=1.60 YFs2=1.77由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,由5-9b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限。計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算=2.312mm 取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.5mm，取按接觸強度算的分度圓直徑d1=92.003mm,可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為： Z1= Z2=i齒z1=3.0136=108.36=1084）幾何尺寸計算（1）計算中心距。 a=為了

12、便于制造和測量，中心距盡量圓整成尾數(shù)0和5，取a=185mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。 =因值改變不多，故等不必修復。（3） 計算大小齒輪的分度圓直徑。d1=92.5mmd2=277.5mm (4)計算齒輪的寬度。 b= 圓整后取b1=90mm,b2=95mm。二、低速軸齒輪對計算 選2軸上小齒輪齒數(shù)為z1=26，得到2軸上大齒輪齒數(shù)為z2=i齒z1=2.31×26=60.06，取z2=60,壓力角為=131).按齒面接觸疲勞設計:(1)確定公式中各參數(shù)：取=1.6 小齒輪轉矩為T2=577.09N/m由表5-26選齒寬系數(shù)=1由表5-25查得彈性影響系數(shù)由圖10-25d查

13、得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為= 600MPa，=310MPa應力循環(huán)次數(shù)：=60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328×108=2.328×108/(60/26)=1.009由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)：= 0.96 =0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得需用接觸應力=576MPa =300.7MPa則=438.35MPa由圖5-12選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.44。由圖5-13查得=0.78，=0.84，=+=1.62（2）計算：試算小齒輪分度圓直徑 =122.16mm圓周速度 =1.034m/s 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=1122.16

14、=122.16mm mnt=4.603mm h=2.25mnt=2.254.578=10.301mm b/h=122.16/10.301=11.86mm計算縱向重合度 =0.318=0.318126tan13=1.909計算載荷系數(shù)K。由5-1得KA=1.0;根據v=1.034m/s,齒輪7級精度查5-6得動載荷系數(shù)KV=1.03， =1.436，查圖5-5得 =1.375;查5-22得=1.1故載荷系數(shù)為 K=KAKV=1.01.031.11.436=1.627按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑。 =計算模數(shù)mn mn=2)按齒根彎曲疲勞強度設計 （4） 確定計算參數(shù)。計算載荷參數(shù)。 K=K

15、AKV=11.031.11.375=1.558=1.909,從圖5-11查得螺旋角影響系數(shù)=0.89計算當量齒數(shù)。 查取齒形系數(shù)。由表5-24查得：YFa1=2.55 YFa2=2.26查取應力校正系數(shù)。由表5-24查得：YFs1=1.61 YFs2=1.74由圖5-9c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,由5-9b查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限。計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得 大齒輪的數(shù)值大。（5） 設計計算=2.95 取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.95mm并就近圓整為標準值mn=3mm，取按接觸強度算的分度圓直徑d1=122.84mm,可得小齒輪齒數(shù)和大齒輪齒數(shù)分別為： Z1

16、= Z2=i齒z1=2.3140=92.4=934）幾何尺寸計算（1）計算中心距。 a=為了便于制造和測量，中心距盡量圓整成尾數(shù)0和5，取a=205mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角。 =因值改變不多，故等不必修復。（6） 計算大小齒輪的分度圓直徑。d1=123.31mmd2=286.69mm (4)計算齒輪的寬度。 b= 圓整后取b1=120mm,b2=125mm。兩組齒輪參數(shù)高速級低速級齒數(shù)z25752660中心距a(mm)185205模數(shù)m(mm)2.53齒寬b(mm)9590125120分度圓直徑d(mm)92.50277.5123.31286.69三、齒輪結構設計 1）高速軸齒輪

17、對設計 小齒輪直徑采用實心齒輪結構，大齒輪直徑小于500采用腹板式齒輪結構。代號結構尺寸計算公式結果（mm）輪轂處直徑104輪轂軸向長度LL=B-46 52倒角尺寸n1.25腹板最大直徑190板孔分布圓直147板孔直徑2腹板厚度C16由于小齒輪結構尺寸較為簡單不做詳細介紹。 2）低速軸齒輪結構設計 小齒輪直徑采用實心齒輪結構，大齒輪直徑小于500采用腹板式齒輪結構。代號結構尺寸計算公式結果（mm）輪轂處直徑214輪轂軸向長度LL=B-46 79倒角尺寸n2腹板最大直徑230板孔分布圓直179板孔直徑31腹板厚度C23由于小齒輪結構尺寸較為簡單在此也不做詳細介紹。5、 V帶設計1. 確定計算功率

18、由載荷變動較小，每天單班制，查表5-1，取帶傳動工作情況系數(shù)=1.1，則2. 選擇V帶帶型根據求得的=11.66kW以及n0=1460r/min，查圖5-1，選用B型V帶。3. 確定帶輪的基準直徑及驗算帶速v查表5-2并參考圖5-1，取小帶輪的基準直徑=130mm驗算帶速v 因為5m/s<v<30m/s，故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑根據表5-2注2，取=400mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度根據，得371<<1060。初定中心距=700mm計算所需的基準長度由表5-3選帶的基準長度=2240mm。計算實際中心距a因此中心距的變化范圍為670.14770.94m

19、m。5. 驗算小帶輪的包角因為小帶輪包角大于90°，故合適。6. 計算帶的根數(shù)z計算單根V帶的額定功率由表5-4，=2.40kW，查表5-5，=0.17kW查表5-6得=0.94，查表5-3得=1.00，于是=（2.40+0.17）×0.94×1.00=2.416kW計算V帶的根數(shù)z取5根。7. 計算單根V帶初拉力的最小值由表5-7查得B型V帶的單位長度質量q=0.18kg/m，所以=應使帶的實際初拉力。8. 計算壓軸力壓軸力的最小值為=2×5×212.46×sin79.01=2085.64N六、軸的設計計算及其強度校核 6.1 軸的

20、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。6.2軸的最小值估算1）高速軸最小直徑高速軸為轉軸，輸入端與大帶輪相連接，所以輸入端軸徑應最小。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，故將此軸徑增大5%7%，則查表1-19取標準尺寸（2）中間軸最小直徑查表16-2，取，則中間軸最小直徑為同理，軸徑增大15%查表1-19取標準尺寸（2）低速軸最小直徑查表16-2

21、，取，則低速軸最小直徑為同理，軸徑增大15%查表1-19取標準尺寸6.3減速器裝配工作底圖的設計根據軸上零件的結構、定位、裝配關系、軸向寬度、零件間的相對位置及軸承潤滑方式等要求，參考表15-1、圖15-3及圖16-3，裝配工作底圖20-7，其中箱座壁厚查表15-1 取箱蓋壁厚 由取=12mm取故箱體內寬mm6.4高速軸的結構設計及強度校驗， ， ， 地腳螺釘mm取M20軸承旁連接螺釘mm取M16 取M12軸承端蓋螺釘直徑取M10由表4-13螺栓GB/T5782-2000 M10 30由表8-1查得軸承端蓋凸緣厚度軸承座寬度取取端蓋與軸承座間的調整墊片厚度 總長mm強度校核兩支點支反力由(方向

22、相反)處的彎矩處的彎矩A截面小為危險截面取當量彎矩安全選用軸承7311AC NN2被壓緊1被放松 X=1 Y=0 X=0.41 Y=0.876.5中間軸的結構設計及強度校驗處的彎矩處為齒輪軸，D2處為危險截面安全選用軸承7414AC取2被壓緊，1被放松 X=1 Y=0 X=0.41 Y=0.87軸承符合要求6.6低速軸的結構設計及強度校驗選用軸承7318AC聯(lián)軸器的選擇由于載荷較平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，故選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。查表7-9查表7-6選用LT10型，公稱轉矩故。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑d=75mm軸孔長度L=142mm，取彈性套柱銷的裝配距離選用氈圈85JB/ZQ 460

23、61997.處的彎矩水平垂直是危險截面取軸安全選用7318AC X=0.41 Y=0.87 X=1 Y=0齒輪符合要求八、 鍵的校核計算（1）高速軸上的鍵選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵，。選材料為45鋼查表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度校核鍵連接的強度故鍵的強度足夠，選擇鍵合適（2）中間軸上的鍵 選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵，。選材料為45鋼查表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度校核鍵連接的強度故鍵的強度足夠，選擇鍵合

24、適(3) 低速軸上的鍵選擇鍵連接的種類和尺寸。主動周外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，查表4-27，選鍵，。選材料為45鋼查表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度校核鍵連接的強度故鍵的強度足夠，選擇鍵合適九、附件的結構設計1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。2、放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和

25、排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。3、油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。4、通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。5、起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。吊耳 ：吊鉤 6、起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設1個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。7、定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。 8、確定減速器機