运输机二级齿轮减速器设计说明书

运输机 二级齿轮减速器设计 说明书 1. 设计目的 随着经济社会的发展，运输机在经营活动中扮演着越来越重要的角色。其中，带式运输机在实际生活中是最常见的一种运输机，它主要是由运输带、电动机、变速器和支架组成。 但是，带式运输机在使用过程中往往会出现很多问题，比如运输带跑偏、电动机烧毁等。其中，有很多问题是由变速箱引起的。基于此，我设计了一个新型的减速箱，以改善带式运输机的使用状况。 设计一个用于带式运输机上的动力及传动装置。运输机三班制连续单向运转。工作时载荷平稳，小批量生产。已知数据：传输带的圆周力 F/N:900。二级齿轮减速器原理图见图 图 传送带带速 v/(m/s): 滚筒直径 D/300 使用期限 /年： 10 带速允许公差： 5% 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足 最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级传动。带式运输机是由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将力传入减速器 3，再经联轴器 4 将动力传输至转筒 5。轴端连接选择弹性柱销联轴器。见图 图 根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率 w=计任务要求减速器的输入功率为 : v/1000 w=(900 (1000 而传动装置的效率： = 12 23 32=式中： 1 2对）的效率 3见机械效率参见表 动类型表 机械传动类型 传动效率 圆柱齿轮传动 闭式传动 式传动 锥齿轮传动 闭式传动 式传动 型带传动 型带传动 动轴承（一对） 轴器 动机所需功率为 Pw/n=卷筒工作转速： n=60 1000v/ D=（ 60 1000 ( 300)=两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比 围为 840。 所有电动机转速可选范围： nd=n 840） =368r/ 查精密机械设计书 初步确定原动机的型号为 定功率为 p=3 满载转速为 420r/定转矩为 最大转矩为 由 原 始 数 据 以 及 初 步 确 定 的 原 动 机 的 转 速 可 确 定 总 传 动 比 ：I=no/420/ 对于二级展开式圆柱齿轮减速器，当二级齿轮的材质相同，齿宽系数相等时，卫视齿轮浸油深度大致相近，且低速机大齿轮直径略大，高速级传动比 低速级传动比 i2=i/ n =420r/n =n /420/n =n /kw p = ( 1 2)=3 (p = p ( 3 2)=(p = p ( 3 2 1 )=(610 p0/610 3/1420= m T =610 p /n =610 420= m T =610 p /n =610 m T =610 p /n =610 m 计算结果如表 示。 表 轴的参数表 项目 电动机轴 高速轴 1 高速轴 2 高速轴 3 转速（ r/ 1420 1420 率（ 3 矩（ N m） 动比 1 1 . 传动件设计计算（齿轮） 对于高速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表 示。 表 高速齿轮参数表 输入功率（ 小齿轮转速（ r/ 齿数比 小齿轮转矩（ N m） 载荷系数 420 料及齿数 1) 材料及热处理；由表 10择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40 2) 精度等级选用 7 级精度； 3) 试选小齿轮齿数 20，大齿轮齿数 20 1 的； 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。 按式（ 算，即 （ (1) 确定公式内的各计算数值， 1) 试选 2) 选取尺宽系数 d 1 3) 查得材料的弹性影响系数 4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 600齿轮的解除疲劳强度极限 550 5) 计算应力循环次数 6060 1420 1（ 3 8 365 10）7500000000 2100000000 此式中 j 为转一圈同一齿面的啮合次数。 齿轮的工作寿命，单位小时 6) 查得接触疲劳寿命系数 7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S 1，得 H1 600540 H2 550算小齿轮分度圆直径 式 式 1） 计算圆周速度 2） 计算齿宽 b、模数 m、齿高 h 等参数 4) 计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 根据 v=s,7 级精度，查得动载系数 查得 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 由 b/h=查得 =齿轮 1。故载荷系数 K=11 5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 6）计算模数 m （ (1) 确定计算参数 1) 由图 10得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 00齿轮得弯曲疲劳极限强度 80 10得弯曲寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 S=得 2)计算载荷系数 3） 查取应力校正系数可得， 4） 计算大、小齿轮的并加以比较 （ 2）设计计算 对结果进行处理，取 m=2， 。 大齿轮齿数 , 取 5 。 1） 计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 7mm 2注齿宽一般是小齿轮的齿宽一般比大齿轮的齿宽多 5此可得设计参数如表 示。 表 齿轮参数表 模数 分度圆直径（ 齿宽（ 齿数 大齿轮 2 42 47 21 小齿轮 2 150 42 75 二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于 160以都选用实心结构的齿轮。 6. 低速齿轮的计算 对于低速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表 示 表 低速齿轮参数表 输入功率（ 小齿轮转速（ r/ 齿数比 小齿轮转矩（ N m） 载荷系数 料及齿数 1）材料及热处理；选择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240者材料硬度差为 40 2）精度等级选用 7 级精度； 3）试选小齿轮齿数 20，大齿轮齿数 20 51； 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 按式（ 10 21）试算，即 （ (1) 确定公式内的各计算数值 1)试选 2)由表 10 7 选取尺宽系数 d 1 3)由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 4)由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 600齿轮的解除疲劳强度极限 550 5)由式 10 13 计算应力循环次数 6060 1（ 3 8 365 10） 109 108 此式中 j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。 齿轮的工作寿命，单位小时 6) 由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数 7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1，安全系数 S 1，得 H1 600540 H2 5502) 计算 1)试算小齿轮分度圆直径 ）计算圆周速度 3）计算齿宽 b 及模数 m b=1 h=b/h= 4)计算载荷系数 K 已知载荷平稳，所以取 根据 v=m/s,7 级精度，查得动载系数 7 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 由b/h=得 =齿轮 1。故载荷系数 K=1 1 5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 计算模数 m，可得 由精密机械设计参考书得： (1)确定计算参数 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 00齿轮得弯曲疲劳极限强度 80由 10得弯曲寿命系数 算弯曲疲劳许用应力取安全系数 S=见表 10 1 ) 计算载荷系数 K= 1 1 2）查取应力校正系数 查得 查得 ) 计算大、小齿轮的 并加以比较 所以，大齿轮的数值比较大。 (2)设计计算 对结果进行处理取 m=（根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=26 大齿轮齿数 Z2=i 26=66 1)计算齿轮宽度 d1=6 5 ， d2=6 652)计算中心距 a=(d1+2=(65+165)/2=115 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 b= d b=65 0 5注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5由此设计有表 示。 表 齿轮参数表 模数 分度圆直径（ 齿宽（ 齿数 大齿轮 5 70 26 小齿轮 65 65 66 小齿轮因齿轮齿顶圆直径又小于 150m，故以选用实心结构的齿轮。大齿轮齿顶圆直径大于 150以选用式结构的齿轮。 所有齿轮设计如表 示 表 大、小齿轮基本参数表 模数 分度圆直径（ 齿宽（ 齿数 高速小齿轮 2 42 47 21 高速大齿轮 2 150 42 75 低速小齿轮 5 70 26 低速大齿轮 65 65 66 6 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 的设计 根据精密机械设计参考书，对低速轴的参数初步设计如 示 表 低速轴的基本参数表 功率（ 转矩（ N m） 转速（ r/ 分度圆直径（ 压力角 65 20 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。选取 12。于是有 此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小直径 了使所选的轴的直径 联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 取 ； a m 按照计算转矩 小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 5843用 凸缘式联轴器，其公称转矩为 400 N m。半联轴器的孔径 0固取 0联轴器长度 L=82联轴器与轴配合的毂孔长度 2 (1)拟定轴上零件的装配方案，如图 示 图 零件的装配图 (3) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 1段右端要求制出一轴肩；固取 27端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40。半联轴器与轴配合的毂孔长度 82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的长度应比 短一些，现取 02) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 7轴承产品目录中初步选取 0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承 6008，其尺寸为 d D B=406815 05 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度 h=4此取 8 3) 取安装齿轮处的轴段 4直径 5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 65，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 2轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的 ）这里取轴肩高度 h=轴的宽度为 4) 轴承端盖的总宽度为 15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25取 0齿轮与箱体的内壁的距离为 a=12齿轮与大齿轮的间距为 c=15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=8知滚动轴承的宽度 T=15m 吗，小齿轮的轮毂长 L=47则 T+s+a+(65386+c+a+7+15+12+86承采取脂润滑，考虑封油盘的长度，03此已初步确定轴得长度。 5） 轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按5由参考文献 1表 6b h=14 9 ( L=50理按 0b 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/联轴器与轴得配合选 H7/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 6） 确定轴的的倒角和圆角参考参考文献 2 表 15轴端倒角为 45。见图 图 级直齿减速器示意 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 值参照参考文献 1 图 15于 6008，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 182据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 h=122 10m v=60 10m 对计算结果进行统计，见表 轴的参数表 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F（ N） 矩（ N m） V=弯矩（ N m） M 总 =矩（ N m） 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）根据式 表 的取值，且 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 扭转切应力为脉动循环变应力时取 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 选择深沟球轴承 6005 号轴承 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案，见图 图 高速轴的装配方案图 （ 2） 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，轴的总长度为 L=15+76+6+62+38=197于轴承选定所以轴的最小直径为25径 5承采用轴肩定位由参考文献 2查得 6005号轴承的轴肩高度为 以 0两齿轮的中间采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的 ）这里取轴肩高度 h=6据低速轴齿轮位置和齿轮宽度，确定中间轴齿轮位置和轴长。798 3） 轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位都采用平键联接。按0由参考文献 1 表 4得平键的截面 b h=108(02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/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 （ 4） 确定轴的的倒角和圆角参考参考文献表 15轴端倒角为 1 45。 1 的设计 根据精密机械设计参考书，高速轴的参数初步设计如表 表 速轴的参数表 功率（ 转矩（ N m） 转速（ r/ 分度圆直径（ 压力角 420 42 20 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 号钢。根据参考文献 1 表 15取 12。于是有 , 取 ； a m 按照计算转矩 小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 用 凸缘联轴器，其公称转矩为 63N m。半联轴器的孔径 6固取 6（ 1）拟定轴上零件的装配方案，如图 示。 图 速轴装配方案图 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求 7段右端要求制出一轴肩；固取6的直径 2端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。半联轴器与轴配合的毂孔长 42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 7的长度应比 短一些，现取01） 初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 2轴承产品目录中初步选取 0 基本游细组、标准精度级的深沟球轴承 6005，其尺寸为 d D B=25m 4712 5位轴肩高度 h=此取0轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度取轴肩高度 h=b 轴的宽度为 3) 齿轮分度圆过小，故做成齿轮轴。齿轮的轮毂的宽度为 47，分度圆直径为 42有 76承端盖的总宽度为 15 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 27取 2据中间轴和箱壁位置可知 9715此已初步确定轴得长度 （ 3） 轴上零件得周向定位半联轴器与轴得配合选 H7/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 （ 4）确定轴的的倒角和圆角，取轴端倒角为 45。 7滚动轴承的计算 根据要求对所选的在低速轴 3 上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴 3 上的两滚动轴承型号均为 6008，其基本额定动载荷 本额定静载荷 对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为 上可知轴承 1 所受的载荷远大于轴承 2，所以只需对轴承 1 进行校核，如果轴承1 满足要求，轴承 2 必满足要求。 1） 求比值 轴承所受径向力 所受的轴向力 ，它们的比值为 0。 根据 参考文献 2,深沟球轴承的最小 e 值为 此时 2） 计算当量动载荷 P，根据参考文献 1式（ 13 p= 按照参考文献 1表 13X=1， Y=0,按照参考文献 2表 13 p=连接的选择和计算 与轴 3 的键的计算 （ 1）选择键联接的类型和尺寸 一般 8 以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（ A 型）。根据 d=45参考文献 1表 6查得键的截面尺寸为：宽度 b=14 高度 h=9轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=50 （ 2） 校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献 1表 6许用挤压应力 =100120平均值， 110的工作长度 l=06键与轮毂键槽的接触高度 k=9=据文献 2可得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 14 9 50 1095 的键的计算 （ 1） 选择键联接的类型和尺寸，类似以上键的选择，也可用 A 型普通平键连接。根据 d=30文献 2表 6查得键的截面尺寸为：宽度 b=10度 h=8半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70 （ 2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由 1表 6得许用挤压应力 =100 取 其 平 均 值 110键的工作长度l=00键与轮毂键槽的接触高度 k=8=4据文献 2式（ 6得 所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键 10 8 70 1095 9润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大， 所以齿轮传动可采用浸油润滑，查文献 2表 17用全损耗系统用油（ 4