二级减速器设计说明书-用于带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器

用于带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器第一章 设计说明书1.1 设计题目用于带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器1.2 工作条件使用寿命十年，每年按 300天计算，一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘（已考虑） 。带拽引力 F=4800N，带速V=1.25m/s，滚筒直径 D=500mm，滚筒长度 L=600mm。1.3 设计工作量（1）减速器装配图一张（A0 号图纸，比例 1:1） ；（2）零件工作图 2张（齿轮，轴） ；（3）设计说明书一份第二章 机械传动装置的总体设计方案2.1 电动机选择2.1.1选择电动机类型按工作要求选用 Y系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度-15- +40，相对湿度不超过 90%，电压 220V,频率 50HZ。2.1.2 选择电动机容量电动机所需工作功率 （kW）为 ；dPwdP工作机所需功率 （kW）为 ；w kWw25.6.9)FV/(10X传动装置的总效率为 ；4321按机械课程设计手册表 2-4确定各部分效率为:联轴器效率为 ，闭式齿轮传动效率 0.98，滚动轴承 ，卷筒效98.01 30.98率 ，代入得 ；64 2240.98.0.98.6.17所需电动机功率为 ；5.17wdPkW因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。由机械课eddP程设计手册表 20-1，Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率 为 11kW。edP2.1.3确定电动机转速滚筒轴工作转速 ；min)/(78.4501.32.6106rDvnw 通常，二级圆柱齿轮减速器为 ，故电动机转速的可选82i范围为 ；符合这一范min/2863in/78.4)608( rrniwd 围的同步转速有 750 r/min和 1000r/min，如图表 2表 2 额定功率为时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率/kW同步转速/满载转速/(r/min)mn电动机 质量/KG 总传动比1 Y160L-6 11 1000/970 147 20.32 Y180L-8 11 750/730 184 15.27由上表选择方案 2，即所选电动机型号为 Y180L-82.2 传动比分配2.2.1总传动比73015.24.8mawni2.2.2分配传动装置各级传动比减速器的传动比 为 15.27,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速i器的 ，为了分配均匀取 ，计算得两级圆柱齿轮21)5.(ii i21.减速器高速级的传动比 ，低速级的传动比 。14.i42.32.3 运动和动力参数计算2.3.2 1轴（高速轴）： 1011.9810.773/min954PkWknrTN2.3.3 2轴（中间轴）：1321220.78.9081.35/min4.95.5PkWkWnriTN2.3.4 3轴（低速轴）：2323310.98.4475/min9.PkWnriTN2.3.5 4轴（卷筒轴）：3244.098.6.3575/min91.PkWnrTN运动和动力参数的计算结果加以汇总，列出表如下：项目 电动机轴高速轴 中间轴 低速轴 卷筒轴转速（r/min）730 730 178 47.85 47.85功率(kW) 11 10.78 10.35 9.94 9.35转矩(N*m) 2 141 555.5 1983.9 1866.4传动比 1 4.1 3.42 1第三章 齿轮传动设计3.1 高速级齿轮传动设计3.1.1 选择材料、精度及参数考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线直齿轮。1 齿轮材料及热处理材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度 280HBS，取小45齿齿数 =24；高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 1Z240HBS，Z = Z =4.124=98.4，取 Z =98。2i1 2齿轮精度：按 GB/T100951998，选择 7级，齿根喷丸强化。2 按齿面接触强度设计按下式试算 21312t HEtdkTuZ（1）确定各参数的值:试选 =1.6；选取区域系数 Z =2.433；tKH计算应力值环数N =60n j =60730124000=1.05109h1hLN =N /4.08=2.5710 h #(4.08为齿数比,即 4.08= )2 8 12Z查得：K =0.96 K =0.9512齿轮的疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得: = =0.96550=511.5 H1SHN1limMPa = =0.95450=427.5 22li许用接触应力 ： MPaHH 5.4692/)35.1(2/)(1 查得： =189.8MP =1EZadT=95.510 =95.510 11/730=1.4410 N.m51/nP5 5（2）计算小齿轮的分度圆直径 d t13 2112()t HEtdKTZu=324 5.6981308.116. =82.10mm计算圆周速度 ： 1.63 m/s106ndt计算齿宽 b和模数 ntm计算齿宽 b b= =82.10mmtd1计算模数 m =nt 42.3.8计算齿宽与高之比 h齿高 h=2.25 =2.253.42=7.69nt m= hb67.109.82计算载荷系数 K：使用系数 =1A根据 v=1.63m/s,7级精度, 查课本得，动载系数 KV=1.17；查得 K 的计算公式:HK = +0.2310 b)6.01(8.2.2d2d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 42.56=1.42查得: K =1.35 K = =1.2FHF故载荷系数: KK K K K =11.171.21.42=1.994H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =82.10 =88.351tt/336.194m计算模数 = = nmzd18.253 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式: nm)(213FSdYZKT（1） 确定公式内各计算数值:查到弯曲疲劳强度极限：小齿轮 大齿轮aFMP501aFMP3802查得弯曲疲劳寿命系数:K =0.86 K =0.93 1N2FN计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 14.307.15860S =2 .2.92FN载荷系数 K：KK K K K =11.071.21.421.82 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查得齿形系数 Y 2.650 Y 2.191应力校正系数 Y 1.580 Y 1.788计算大小齿轮的 FS01364.3758621FS 5.92SY大齿轮的数值大，选用大齿轮的.（2）设计计算 计算模数 mSFkTdnYzma13.123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n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 =3.25mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳n强度算得的分度圆直径 d =84.35 来计算应有的齿数.于是由:1mz = =25.9 取 z =26；那么 z =4.0826=106 ； 1n35.842 几何尺寸计算大小齿轮的分度圆直径d = =84.51mz1d = =3.25 106=344.52nm计算中心距 a= =214.52)(1nz计算齿轮宽度 B= 184d3.2 低速级齿轮传动设计3.2.1 选择材料、精度及参数（1）选用 7级精度（GB10095-85）（2）材料选择 小齿轮：45 钢（调质） ，硬度为 280HBS大齿轮：45 钢（调质） ，硬度为 240HBS（3）初选小齿轮齿数 =30； =303.72=111.6；取3Z432Zi=110。4Z3.2.2 按齿面接触强度设计按下式试算 22331.t EtdHKTuZd（1） 确定公式内的各计算数值试选载荷系数 K =1.6；t选取齿宽系数 ；1d查取材料的弹性影响系数 Z =189.8MP ；Ea计算小齿轮的转矩：T2=95.510 =95.510 9.94/47.85=1.98 N.m52/nP5 106按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,MPaHlim大齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPaH01lim应力循环次数：N =60n jL =6047.85124000=0.6910 12n 8N =0.191028查得接触疲劳寿命系数：K =0.94 K = 0.97 1HN2HN计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力： = =H1SHN1lim56409.MPa = =0.98550/1=5172K2li需用接触应力 540.5)(2lim1liHHa（2） 计算按公式计算 =127.52131 )(2HEdtt ZuTKm计算圆周速度： =0.451062nvs/计算齿宽：b= d =1127.5=127.5t1 m计算齿宽与齿高之比 hb模数 m = =4.25ntz1齿高 h=2.25m =2.254.25=9.56nt比值 =127.5/9.56=13.33hb计算载荷系数 K：K =1.12+0.18(1+0.6 +0.2310 bH2)d3=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 181.2=1.4497使用系数 K =1；查表选取各数值A=1.04 K =1.35 K =K =1.2vFHF故载荷系数 K =11.041.21.4497=1.809vA按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d =d =132.83mm 1ttK3计算模数 m= =4.42z13.2.3 按齿根弯曲强度设计设计公式为 m 213FSdYZKT（1）确定公式内各计算数值查得齿轮弯曲疲劳强度极限 aFEMP501aFEP3802查得弯曲疲劳寿命系数 K =0.90 K =0.93 1FN2N计算小齿轮传递的转矩 383.83kNm计算弯曲疲劳的许用应力：取安全系数 S=1.4 =F1 aFENPS43.21.5091 =2 MK.832计算载荷系数 KKK K K K =11.041.21.351.6848 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查得齿形系数 Y 2.65 Y 2.191应力校正系数 Y 1.58 Y 1.788计算大小齿轮的 ,并加以比较FSa01274.43.2651FSaY.82Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.(2)设计计算 mn8.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根n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 =4.0 mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度n算得的分度圆直径 d =127.5 来计算应有的齿数.1z = 取 z =30；z =3.4230=102.5，取 z =100；130.45272 2几何尺寸计算：计算分度圆直径 d =30 4.0=120 ；d =400 ;1m2计算中心距 a= =2602)(nz计算齿轮宽度 b=1 =100mm,0第四章 传动轴承和传动轴的设计与校核4.1 主动轴的设计 4.1.1 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35361表P10oA9.26310minPd设主动轴安装大带轮处直径为 30mm，则 ，由轮毂长30Idm度取轴段 mm。大带轮采用轴肩定位，取轴肩高度为4021l，根据轴承端盖的厚度和带轮距箱体内壁的距离确定37Idmmm.l2由 取轴承为 6309型深沟球轴承，其尺寸为I则 ，取 ，轴承右451025dDBm45IVdm42IVlm端采用套筒定位，取 ，根据低速级齿轮的宽度以及齿轮IV距箱体内壁距离确定 .l754由于高速小齿轮的分度圆直径为 84mm，所以齿轮和轴制成齿轮轴。VII-VIII段轴为安装轴承的轴段，则其直径为 ，45VIdm轴承左端采用套筒定位，则 。ml2876 由以上数据和齿轮距箱体内壁距离确定 mm， 4865d。ml2765至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.4.1.2 校核轴和轴承：L 1=79.5 L2=202.5 L3=116作用在齿轮上的圆周力为： 13095.284tTFNd径向力为 3095.226.rtFgtgN作用在轴 1带轮上的外力： 35Q求垂直面的支反力： 210.5126.809.79rVlFN21.37.rV求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 3237.602.5164.avMFl Nm189求水平面的支承力：由 得12()HtFllN120.539.2.679tl N23.687.Ht求并绘制水平面弯矩图： 312.9510.aHMFl m 876.76N求 F在支点产生的反力：312163.54.79.0Fl N212.1867.9求并绘制 F力产生的弯矩图： 323.505.Ml N147914aFF在 a处产生的弯矩： 315.0.l Nm求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把 与 直接相加。aFM2avH2 243.6.17.31.aFaVHMNm 2求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）0.62222()31.(0.63)4.1aeMTNm计算危险截面处轴的直径：因为材料选择 调质，查表得 ，查表得许用弯曲应力#4550BMPa，则：160bPa333124.14.0.6ebdm因为 ，所以轴是安全的。545adm4.1.3 轴承寿命校核轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载610()thPCfLhn荷的作用，所以 ，查表取 取rPF1,.2,tpf3按最不利考虑，则有22211809.654.90.7rvHFF N22223168167.9.5rvHF N则：6601.8()()5904thPCfLhnh因此所该轴承符合要求。4.1.4 弯矩及轴的受力分析图如下：轴 14.2 中间轴的设计：. 求输出轴上的功率 P ，转速 ，转矩33n3TP =6.07KW =66.95r/min =865.8Nm33nT. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =256 2d而 F =t23dT3865.7410NF = Frtantan26o. 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45钢,调质处理,查表取10oA3min49.1oPdAm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 d与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本 ,选取143表P5.1aK3.8629.7caTNm因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册 1选取 LT10型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 2000Nm,半联轴器的孔径 1 165,65. 0dmd Lm 故 取 半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴75dm 端直径取挡圈直径 半联轴器与 为了保10D轴 配 合 的 轮 毂 孔 长 度证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 98l 初步选择深沟球轴承.因轴承只受有径向力无轴向力的作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目75dm 录中初步选取深沟球轴承 6216型.尺寸为。801426dDBm 轴承左端采用套筒定位，故 ，由高速级大齿轮宽度10IVdm和齿轮距箱体距离等确定 。86l 取大齿轮的内孔直径为 90mm，则 ，长度应短于轮毂9I宽度取为 105mm，故 。105VIl 齿轮定位轴肩尺寸取为 。8,15VIdl 最左端安装轴承故 ，取长度为 。Im 70VIlm至此轴的各段长度都确定完毕。（5）校核该轴和轴承：L 1=100 L2=189 L3=177求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 3342857.1069tTFNd径向力： 6920437.1rtgt085. 82FN求垂直面的支反力： 2189437.159.80rVl21.43.rVFN计算垂直弯矩： 32843.9105.avMl m.m15.4vFN求水平面的支承力。 218964379tHl2121tFN计算、绘制水平面弯矩图。 3143790147.9aHMFl Nm28求 F在支点产生的反力 31257.192.8l N21.5.3F求 F力产生的弯矩图。 323587.21028.9Ml N1971mFF在 a处产生的弯矩： 3172.09.2mFl N求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把 与 直接相加。mFM2avH求危险截面当2 297.15.437.956.amFavHMNm量弯矩。从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）0.622223()56.(0.857.1)6.ameMTNm计算危险截面处轴的直径。因为材料选择 调质，查课本 225页表 14-1得 ，查#4 650BMPa课本 231页表 14-3得许用弯曲应力 ，则：10ba3331762.105.0.ebMdm考虑到键槽的影响，取 .2.8d因为 ，所以该轴是安全的。56dm（5） 轴承寿命校核。轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径610()thPCfLhn向载荷的作用，所以 ，查课本 259页表 16-9，10 取rF取1,.2,tpf3按最不利考虑，则有：2 2211593.8479.15632.rvHFPF N则 所以轴上的6633000()()4.80.thPCfLh hn 轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：4.3 输出轴的设计 4.3.1 输出轴两端为轴承安装处，对于选取的深沟球轴承 6309,其尺寸为 ,故 ;而左端451025dDBm45IVIdm轴承采用套筒定位 .取左端轴承段长度为 。6VIl 3Il右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位.套筒左端压紧高速大齿轮，取此大齿轮轴处直径为 ，长度应小于轮毂宽度取57Id。80Ilm齿轮左端采用轴肩定位，取轴肩尺寸为 。72,12IVIVdml由于低速小齿轮的分度园直径为 126mm，则将此小齿轮设计为齿轮轴,故取 . 则由齿轮距齿轮距离确定 。12lmI-V 14IVl至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.4.3.2 校核该轴和轴承：L 1=81 L2=106 L3=98作用在 2、3 齿轮上的圆周力：328.10285.76tTFNdN323.9.45t径向力： 28.72015.3rtFgtg3949rt求垂直面的支反力： 32311()105.(68)10.376.59rrVFll N2329.7.4.rVr计算垂直弯矩： 3176.5810.5aVmMFl Nm求水平面的支32().(6)10.40.9nrl Nm承力： 32311()98.425.73096.10698ttHFll231.2.5ttH N计算、绘制水平面弯矩图： 31096.8250.8aHmMFl Nm求合成弯矩图，3232()7.(16)9.4102.4ntl Nm按最不利情况考虑： 2220.5.85.6amavHm49307nnMNm求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数 ）0.62222()07.5(.638.)10.3eanMTNm 2 48m计算危险截面处轴的直径：n-n截面: 33310.17.260.ebdmm-m截面: 33314.8.5.ebM由于 ，所以该轴是安全的。425dmd轴承寿命校核：轴承寿命可由式 进行校核，由于轴承主要承受径向载610()thPCfLhn荷的作用，所以 ，查课本 259页表 16-9，10 取 取rF1,.,tpf322211376.509.31.4rvHFN224.8.6rv因此所该轴承符66372005210()().28017.thPCfLh hn合要求。弯矩及轴的受力分析图如下：第五章 键的设计和计算5.1 输入轴键的计算：选择键联接的类型和尺寸一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d =30 1查手册取： A 型平键： 8740校和键联接的强度 查表 6-2得 =110MPpa工作长度 40-8=3211lLb键与轮毂键槽的接触高度由式（6-1）得： 3120pThld21038.697p故键满足强度要求。5.2 中间轴键的计算：选择键联接的类型和尺寸一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d =57 1查手册取： A 型平键： 1608校和键联接的强度查表 6-2得 =110MPpa工作长度 80-16=6411lLb键与轮毂键槽的接触高度由式（6-1）得： 3120pThld28.102.6457p故键满足强度要求。（3）输出轴键的计算：选择键联接的类型和尺寸一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d =65 d =9012查手册取： A 型平键： 和18025140校和键联接的强度 查表 6-2得 =110MPpa工作长度 100-18=8211lLb100-25=7522键与轮毂键槽的接触高度由式（6-1）得： 3120pThld865.1029.53p 312pl.8.47p故键满足强度要求。第