设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

一、 设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器. （二）、原始数据： 运输机工作轴转矩T:850N.m 运输带工作速度V:1.55m/s 卷筒直径D:380mm（三）、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%.二、 传动方案的分析与拟定（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器. 。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示对传动简图中各标号零件的说明：1电动机 2-联轴器 3二级圆柱齿轮减速器4运输带 5-带筒三、 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：按照机械设计课程设计（后文简称机）中式（2-1），电动机所需工作功率为：Pd = Pw/按照机中式（2-2）计算结果计 算 结 果工作机所需功率为：Pw =（T *nw）/ 9550=Fv/1000 单位：kwPw =800*63.66/9550=5.33Kw传动装置的总效率为：=0.825所需电动机效率为：Pd =5.33/0.825=6.46Kw 因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表16-1Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为7.5kw。（三）、确定电动机的转速滚筒轴工作转速Nw=（60*1000V）/（D） =63.66r/minV带传动比i=2-4二级圆柱齿轮减速器为i2=8-40.则总传动比的范围为I=16-160,故电动机转速的可选范围为nd=I*nw=(16160)*63.66=1018.5610185.6r/min.符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min, 3000r/min三种。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，选用方案1效果较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用方案2。现选用方案2。选定电动机的型号为Y132M-4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1Y132S2-27.5300029302Y132M-47.5150014403Y160M-67.51000970四、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、传动装置总传动比ia = nm / nw = 1440 / 63.66= 22.62其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分配传动装置各级传动比减速器的传动比i 为i = ia/i0=22.62/3=7.54取两级圆锥-圆柱齿轮减速器高速级的传动比i = （1.4i）0.5=(1.4*7.54）0.5=3.25则低速级的传动比i = i / i = 7.54/3.25=2.32(二)、传动装置运动及动力参数的计算1、0轴（电机轴）：P = Pd =6.46kwn = nm = 1440 r / minT = 9550 P / n = 9550*6.46/1440=42.84N.M2、1轴（高速轴）P1 = P0 *01 = P0 *=6.46*0.96=6.20kw N1 = n0/i12=480r/minT1 = 9550 P1/ n1=95506.20/480=123.35N.M 3、2轴（中间轴）P2 = P1 *12= P1*2*=6.20*0.97*0.99=5.95kwN2 = n1 / i12 =480/3.25=147.69r/minT2= 9550 P2/ n2 = 9550*5.95/147.69=384.74N.M4、3轴（低速轴）P = P = P 2 *3=5.95*0.99*0.97=5.71kwn = n / i = 147.69/2.32=63.66r/minT=9550P / n = 9550*5.71/63.66=856.59N.M 5、4轴（滚筒轴）P = P * = P * *4=5.71*0.99*0.99=5.60kwT= 9550 P / n= 9550*5.60/63.66=840.09N.M 6、说明：13轴的输入功率或输出转矩，分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.997、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数轴 名功 率 P / KW转 矩 T/（N m）转 速n/(r/min)传动比i效率输 入输 出输 入输 出电机轴6.4642.84144033.252.3210960960960. 98 1 轴6.206.14123.35122.17 480 2 轴5.955.89384.74380.89147.69 3 轴5.715.65856.59848.0263.66滚筒轴5.605.54840.09831.6963.66五、传动零件的设计计算-减速箱内传动零件设计（一）、圆柱齿轮传动：1、选择材料，确定许用应力由机表9-4得，小齿轮用40cr表面淬火，硬度为5256HRC，取为55；大齿轮用45钢表面淬火，硬度为4348HRC，取为45。小齿轮许用接触应力1= 500+11*55=1105MPa =0.825Pd=6.46kwnw=63.66 r/minY132M-4ia=22.62i1=3.25Y112M-6P=6.46kwn=1440r/minT=42.84N.MP1=6.20kwN1=480r/minT1=123.35N.MP2=5.95kwn2=147.69 r/minT2=384.74N.MP3=5.71kwn3=63.66 r/minT=856.59 N.Mp4=5.60kwn4=63.66T=840.09 N.M1= 1105MPa计 算 结 果大齿轮许用接触应力2= 500+11*45= 995MPa 小齿轮许用弯曲应力f1 =160+2.5*55 = 297.5MPa 大齿轮许用弯曲应力 f2 = 160+2.5*45= 272.5MPa 2、齿面接触疲劳强度设计：(1)、选择齿数：通常Z1 =2040,取Z1 =22 Z3 =24 Z2=iZ1=3.25*22=73 Z4=iZ3=2.32*24=57(2)、小齿轮传递的T1: T1=9.55*106P1/n1=123350N.MMT3=9.55*106P2/n2=384740N.MM (3)、选择齿宽系数：由于齿轮为非对称分布，且为硬齿面，所以取d =0.5(4)、确定载荷系数K：K=1.31.6，由于齿轮为非对称布置，所以取K=1.5(5)、计算法面膜数： 一般1=8-20取1=12 cos1=0.978当量齿数Zv1=24,Zv2=78齿型系数由1表9-7查的YF1=2.67 YF2=2.27取YF1Mn1=2.33 取Mn1=2.5一般2=8-20取2=12 cos2=0.978当量齿数Zv3=26,Zv4=61齿型系数由1表9-7查的YF3=2.60 YF4=2.28取YF3Mn2=3.08 取Mn2=3.5(6) 、齿轮几何尺寸的计算确定中心距 取a=115mm 2= 995MPaf1 = 297.5MPaf2= 272.5MPaZ1=22 Z3=24Z2=73Z4=57Mn1=2.5Mn2=3.5a=115mma=145mm计 算 结 果计算角 1=arcos=11.96 cos=0.978 2=arcos=12.13 cos=0.978 分度圆 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取30mm 取45mm 齿面接触疲劳强度校核 满足强度要求 满足强度要求 满足强度要求 满足强度要求验证速度误差 由表9-5取10级精度 齿轮设计满足工作要求(二) 高速级普通V带传动的设计计算(1)确定设计功率由1表8-5查，已知P=Pd=7.5kW根据1式（8-15）设计功率为： (2)选定带型根据图8-9a确定为A型V带(3)小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径， 则大带轮基准直径 取(4)验算带速根据1式（8-17），带速v为带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。5)初定中心距 中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据1式（7-13），中心距为： 取(6)初算带基准长度根据1式（7-14），带的基准长度为=由1表8-2选取标准基准长度(7)实际中心距由1式（7-15），实际中心距a为考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取a=520mm(8)验算小带轮包角由1式（7-17），小带轮包角为故小带轮包角，符合要求(9)V带根数由1式（8-22）V带根数Z为：取所以根 取Z=5根。(10)单根V带张紧力初拉力Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力由1式（8-24），单根V带的张紧力为： 由1表8-1查得1=11.962=12.13b2=30mmb1=35mmb4=45mmb3=50mmPc=8.25kwda1=112mmda2=335mmv=8.44m/sa0=550mmLdo=1800mma=520Z=5计 算 结 果故(11)作用在轴上的压力由1式（8-25），带作用在V带上的压力为：六、轴的计算(一)、初步计算轴的最小直径A、高速轴设计1. 选择轴的材料：45号钢调质处理2. 轴径的初步计算： 确定A值：45号钢，A=103126因为为减速器的高速轴，所以A取较大值 A=120 初步计算直径：dA P / n = 120 6.20/ 480 =28.16mm 取d=35mmB、中间轴设计1. 选择轴的材料：45号钢调质处理2. 轴径的初步计算： 确定A值：45号钢，A=103126因为为减速器的中间轴，所以A取中间值 A=105 初步计算直径：dA P2 / n2 = 105 5.95 / 147.69= 36.00mm 考虑键槽(两个)对轴强度削弱的影响，应将直径加大7% 取d2 =50 mmC、低速轴设计1. 选择轴的材料：45号钢调质处理2. 轴径的初步计算： 确定A值：45号钢，A=103126因为为减速器的低速轴，所以A取较小值 A=105 初步计算直径：dA P / n = 105 5.71/ 63.66 = 47.01mm 考虑键槽对轴强度削弱的影响，应将直径加大3% 取d2 =60 mm（二）、选择滚动轴承及联轴器角接触球轴承因为是斜齿齿轮传动，所以角接触球接触轴承。初步选定三轴轴承分别为7208C、7210C、7212C D1=35mm D2=50mm D3=60mm选用轴承7208C、7210C、7212C 联轴器a、选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。b、输出轴端联轴器的选择计算i)计算转矩 T=848.02N由1表13-1查取工况系数K=1.5 c、选择型号 由2P141查得HL2型型号公称直径Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmHL231556003062（三）、输出轴的校核计算 （1）画出轴的结构简图，确定轴上的作用力主动轮上的转矩为T=856.59Nm作用在齿轮上的圆周力,径向力,轴向力分别为 （2）作水平面内的弯矩图支承反力：截面C处的弯矩：（3）作垂直面内的弯矩图支承反力： 截面的弯矩：左侧 右侧（4）作合成弯矩M图截面C左侧的合成弯矩：截面C右侧的合成弯矩：（5）作转矩T图 T=899.77Nm（6）作当量弯矩Me图, 因单向传动，转矩可认为按脉动循环变化，所以应力校正系数取 危险截面C处的当量弯矩 （7）校核危险截面轴径 在结构设计草图中，此处轴径为65mm，故强度足够。（四）、轴承的校核低速轴1、滚动轴承的选择 7212C型，轴承采用正装2、验算滚动轴承寿命（1）确定Cr由表11-4查得7212C型轴承基本额定动载荷 基本额定静载荷 （2）计算值，并确定e值由表12-12查得0.0580.087e0.430.46用线性插值法确定e值 e0.432，（3）计算内部轴向力已知 ：， 则 （4）计算轴承所受的轴向载荷因为此时整个轴有向左移动的趋势，所以轴承1被“压紧”，而轴承2被“放松”（5）计算当量动载荷Pr轴承1：查表12-12得： 轴承2：查表12-12得：，轴承1危险（6）验算轴承寿命因为轴承1比轴承2危险,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足工作要求,则低速轴所选轴承合适.1）选择温度系数，载荷系数，寿命指数 认为轴承的工作温度t 120, 所以 工作时有轻微冲击，取 对于球轴承，2）预期寿命单班制工作，使用期限为10年，3）计算轴承1寿命 所以所选轴承满足寿命要求。七、键连接的强度校核（一）中间轴从动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据及该轴段长度，取键长2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表7-5查得许用应力取 故采用双键，按布置，按1.5个键计算强度符合要求。（三）低速轴齿轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据及该轴段长度，取键长2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表7-5查得许用应力取故采用双键，按布置，按1.5个键计算强度符合要求。（四）低速轴联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据及该轴段长度，取键长2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是20Cr，且轻微振动由表7-5查得许用应力取强度符合要求。八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择（一）齿轮的润滑1、润滑方式 闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。 v 12m/s，采用浸油润滑2、浸油深度对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过10mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3，即1/3194.97 = 65.0 mm3、油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h3050mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。4、油量二级传动，传递每千瓦功率需油量为：L=2（0.350.7）升=（0.71.4）升（二）轴承的润滑方法及浸油密封1、润滑方式 高速级： 查表12-15，采用脂润滑 中间级： 查表12-15，采用脂润滑 低速级： 查表12-15，采用脂润滑 2、密封类型：采用挡油环（三）轴外伸处的密封设计1、类型：采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。2、型号：低速轴：毡圈45JB/ZQ4606-86 高速轴：毡圈30JB/ZQ4606-86（四）箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。（五）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为Q235的M181.5通气器，这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。（六）放油孔螺塞与油面指示器为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用皮封油圈，材料为工业用革。螺塞直径约为箱体壁厚的2-3倍，选用18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞M181.5JB/ZQ4450-86。箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12。九、箱体设计（一）结构设计及其工艺性采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求8，铸造圆角要求，还要考虑到箱体沿起模方向应有1：20的起模斜度，以便方便起模。要保证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量减少加工面积，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。（二）附件结构的设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊耳，可直接在箱盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。游标的设计主要以可以方