设计说明书示例

计算过程及计算说明一、传动方案的选择依据设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件使用年限15年，每年300天，每天16个小时，单向运转，载荷稳定。（2）原始数据输送带牵引力F4000N；带速V13M/S；输送带鼓轮直径D180MM；该传动方案能够满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、操作维护方便。带传动传动平稳，缓冲吸振能力强。缺点是带传动承载能力较低，不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境。二、电动机选择1、电动机类型的选择本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对起动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。结构形式为卧式电动机。2、电动机功率选择F4000NV13M/SD180MM（1）工作机所需功率W4013KW52FVP2电动机到输送带的总效率为31245由表127查得V带传动效率；1096滚子轴承效率（两对齿轮轴轴承和一对2098卷筒轴轴承）；齿轮副效率（齿轮精度3097为8级）；齿轮联轴器效率；卷筒效率450973609870970841（3）电动机的工作功率WD52K618KW08P查表131，选电动机额定功率为75KW。3、确定电动机转速计算滚筒工作转速N筒601000V/（D）60100013/（180）138R/MIN按表126推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比；由表21知，取圆柱齿轮传动一级减14I082D63KWPN筒138R/MIN速器传动比范围，则总传动比合理范围为236I，电动机转速的可选范围为624AIDW138R/MIN28R/MINANI2符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000R/MIN。根据容量和转速，由表131查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案。可选电动机参数比较电动机转速/（RMIN1）方案电动机型号额定功率/（KW）同步转速满载转速1Y132S2275300029002Y132M475150014403Y160M6751000970综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选N1500R/MIN。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M4。其主要性能额定功率75KW，满载转速1440R/MIN，额定转矩22。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比I总N电动/N筒1440/13810432、分配各级传动比（1）据指导书，取齿轮减速器I5（单级减速器I36合理）（2）I总I齿轮I带I带I总/I齿轮1043/5208四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（R/MIN）NIN电机1440R/MINNIINI/I带1440/2086923R/MINNIIINII/I齿轮6923/51385R/MIN2、计算各轴的功率（KW）电动机型号为Y132M4I总1043I带208NI1440R/MINNII6923R/MINNIII1385R/MINPI75KWPII72KWPIII68KWPIP工作75KWPIIPI带7509672KWPIIIPII轴承齿轮7209809768KW3、计算各轴扭矩（NMM）TI955106PI/NI95510675/144049739NMMTII955106PII/NII95510672/692399321NMMTIII955106PIII/NIII95510668/1385468881NMM五、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算（1）选择普通V带截型计算项目电机轴高速轴低速轴功率/（KW）757268转速/（RMIN1）144069231385转矩/（NMM）4973999321468881传动比2085效率096095TI49739NMMTII99321NMMTIII468881NMM由课本P208表1110得KA12PDKAP12759KW由课本P209图1112得选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P204表116得，推荐的小带轮基准直径为75160MM则取DD1140MMDMIN75DD2（N1/N2）DD1（1440/6923）140291MM由课本P210表1111，取DD2280MM实际从动轮转速N2N1DD1/DD21440140/280720R/MIN转速误差为（N2N2）/N2（7206923）/6923004120（适用）（5）确定带的根数据课本P216和表（116）由插入法得P1227KW据课本P216和表（117）由插入法LD2000MMP1017KW据课本P216和表（118）由插入法K097据课本P216和表（119）得KL103由课本P211式（1128）得ZPD/PPD/P1P1KKL9/227017097103369取Z4根6计算轴上压力由课本P197表111查得Q01KG/M，由式（1129）单根V带的初拉力F0500PD（25/K1）/ZVQV2500925/0971/410550110552N17933N则作用在轴承的压力FQ，由课本P212式（1114）FQ2ZF0SIN1/22417933SIN168/2142678N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级Z4根F017933NFQ142678NZ125Z2125考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢40调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P249表133选7级精度。齿面精糙度RA1632M，为增加传动的平稳性选Z125,Z2UZ1125因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。2按齿面接触疲劳强度设计1D3212HEDZUKT初选载荷系数KT13初选螺旋角12小齿轮传递转矩TI49739NMM由表138选取齿宽系数D14由表136的弹性系数ZE1898（MPA）1/2节点区域系数ZH24512由图136查的接触疲劳强度极限HLIM1700MPAHLIM2570MPA由式132可得接触应力循环次数N160N1JLH60692311630015HLIM1700MPAHLIM2570MPAN1299109N2598108ZN11ZN2114YN11,YN21299109N2N1/299109/5598108由图138可得接触疲劳强度寿命系数ZN11ZN2114弯曲疲劳强度寿命系数由图139可得YN11,YN21弯曲疲劳强度安全系数取最小值即SF14接触疲劳强度安全系数取失效概率为1接触强度最小安全系数SH1计算许用接触应力由式133H1HLIM1ZN1/SH700/1700MPAH2HLIM2ZN2/SH570114/16498MPAHMINH1H2/2,123H2MIN7006498/2,1236498MIN6749,79936749MPA端面重合度188321/Z11/Z2COS188321/251/125COS12169纵向重合度0318DZ1TANH1700MPAH26498MPAH6749MPA169234Z077Z09903181425021234重合度系数0771Z螺旋角系数099COS修整小齿轮分度圆直径由1D3212HEDZUKT313MM圆周速度VT314D1TN1/（601000）3143136923/（601000）113M/S由表135确定载荷系数KA1根据VZ1/10011325/100028M/S由图1313可得KV097由403查图1314可得K125由于D14由图1315可得K11故载荷系数KKKKAKV111251097133修整小齿轮分度圆直径31/TTD3154MM确定齿轮传动主要参数和几何尺寸确定模数MND1COS/Z1VT113M/SK133D13154MMMN2MMA155MM14D1515MMD22577MM3154COS12/25123MM圆整为标准值MN2MM中心距AM（Z1Z2）/2COS15335MM圆整为A155MMARCCOSMN（Z1Z2）/2AARCCOS09714分度圆直径D1,D2D1MNZ1/COS225/COS14515MMD2MNZ2/COS2125/COS142577MM计算齿宽B1，B2BDD114515721MM取B178MMB272MM校核齿根弯曲疲劳强度YBMKFSANTYBDKTSAFN12F端面重合度188321/Z11/Z2COS188321/251/125COS14168纵向重合度0318DZ1TAN0318142502528重合度系数Y025075/070螺旋角系数由图1322可得Y087B178MMB272MMA16828Y070ZV1275ZV21375YFA1256YFA2215YSA11605YSA2182当量齿数ZV1Z1/COS325/091275ZV2Z2/COS3125/0911375齿形系数由260表137可得YFA1256YFA2215应力修正系数YSA11605YSA2182弯曲疲劳强度极限由图137可得FLIM1560MPAFLIM2440MPA计算许用弯曲应力F1FLIM1YN1/SF560/14400MPAF2FLIM2YN2/SF440/143143MPA由课本P266式1317可得446MPA1F112FASNKTBDMF1400MPA同理425MPA2F12FASNKTYBDMF23143MPAFLIM1560MPAFLIM2440MPAF1400MPAF23143MPA满足弯曲疲劳强度要求传动零件各设计参数附表1各传动比V带齿轮20852各轴转速NNIR/MINNIIR/MINNIIIR/MIN1440692313853各轴输入功率P（KW）（KW）（KW）7572684各轴输入转矩TNMMNMMNMM49739993214688815带轮主要参数小轮直径（MM）大轮直径（MM）中心距A（MM）带基准长度（MM）带的根数14028095200046其他主要参数MNZ1Z222512514六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P358表171可得B637N/MM2S353N/MM21268N/MM21155N/MM21B216N/MM20B98N/MM21B59N/MM2计算轴的载荷由于轴所传递的转矩TII99321KNMM故作用在齿轮上的圆周力为FT2TII/D2TCOS/Z1MN299321COS14/25238537N故作用在齿轮上的径向力为FRFTTANN/COS38537TAN20/COS141446N故作用在齿轮上的轴向力为FAFTTAN38537TAN14961N以上各力方向如课本P372图1722FT38537NFR1446NFA961NDI27MM图例1初步估算轴的最小直径，查表172，取A115由式172可得251MM3PDAN考虑有键槽，将直径增大5，则D25115MM264选DI27MM2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定，轴上大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。（2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度I段装带轮段上一步确定DI27MM带轮与轴配合部分长度LI50MM为保证轴端挡圈压紧带轮LI应略小于50MM故LI49MMDII32MMLII24MMDII32MMDIIIDVI35MM取LI49MMII段装左轴承端盖段带轮右端用轴肩定位故取DII32MM轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定取LII24MMIII段装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及DII32MM，选角接触球轴承7207C其尺寸为DDB357217故取DIIIDVI35MM，轴段III的长度由滚动轴承宽度B、轴承与箱体内壁距离S510MM、齿轮端面与箱体内壁之间距离A1020MM及大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定LIIIBSA217520244MM齿轮箱对于轴承对称配置，LVIASB（轴环宽度）B20591733MMIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取DIV42MM为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，LIV76MMV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度H007D3007423594MM取H6MMLIII44MMLVI33MMDIV42MMLIV76MMH6MMDV54MMLV9MM故轴环直径DVDIV2H54MM轴环宽度一般为高度的14倍，取LV9MM轴上零件的轴向固定、齿轮、带轮与轴的轴向固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由良好的对中性，采用H7/R6配合，带轮与轴的配合采用H7/K6，滚动轴承与轴的配合采用H7/K6定出轴肩处R的值，见下图。轴端倒角取245插入轴的结构简图A由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2L3653MM，悬臂L1642MM由此可以画出轴的受力简图如下图所示插入轴的受力简图B水平面支反力图CRBHRDHFT/238537/2192685N垂直面支反力图ERDV（FRL2FAD/2）/L2L3（1446653961252/2COS14）/653653L2L3653MML1642MMRBHRDH192685NRDV533NRBV913NMCH125823305NMCV1596189NMMMCV2348049NMM533NRBVFRRDV913N画弯矩图、转矩图水平面弯矩图MH图D截面C处MCHRBHL2192685653125823305N垂直面弯矩图MV图F截面C左边MCV1RBVL2913653596189NMM截面C右边MCV2RDVL3533653348049NMM合成弯矩图图G截面C左边MC1（M2CHM2CV1）1/2（12582330525961892）1/2139233NMM截面C右边MC2（M2CHM2CV2）1/2（12582330523480492）1/2130548NMM转矩图图H转矩T99321NMMMC1139233NMMMC2130548NMMME151450E173N/MM2按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图G可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩15145022EMT式中1B/0B06由式175可得EME/WME/01D3151450/014232044N/MM2校核结果E1B59N/MM2截面C强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P358表171可得B637N/MM2S353N/MM21268N/MM21155N/MM21B216N/MM20B98N/MM21B59N/MM2计算轴的载荷由于轴所传递的转矩TIII468881KNMM故作用在齿轮上的圆周力为FT2TIII/D2TIIICOS/Z2MN2468881COS14/1252FT3640NFR1366NFA908N3640N故作用在齿轮上的径向力为FRFTTANN/COS3640TAN20/COS141366N故作用在齿轮上的轴向力为FAFTTAN3640TAN14908N以上各力方向如课本P372图1722初步估算轴的最小直径，查表172，取A115由式172可得421MM3PDAN考虑有键槽，将直径增大5，则D42115MM442选DIII45MM2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定，轴上大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。联轴器选择弹性DIII45MMDI45MMLI82MMDII52MMLII40MM柱销联轴器LX3型。（2）根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度I段装联轴器段由于上一步确定DI45MM易得联轴器与轴配合部分长度LI84MM为保证轴端挡圈压紧联轴器LI应略小于84MM故取LI82MMII段装左轴承端盖段联轴器右端用轴肩定位故取DII52MM轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定取LII40MMIII段装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及DII52MM，选角接触球轴承7211C其尺寸为DDB5510021故取DIIIDVI55MM，轴段III的长度由滚动轴承宽度B、轴承与箱体内壁距离S510MM、齿轮端面与箱体内壁之间距离A1020MM及大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定LIIIBSA221520248MM齿轮箱对于轴承对称配置，DII52MMDIIIDVI55MMLIII48MMLVI33MMDIV65MMLIV70MMH8MMDV81MMLV12MMLVIASB（轴环宽度）B205122133MMIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取DIV65MM为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，LIV70MMV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度H007D3007653755MM取H8MM故轴环直径DVDIV2H81MM轴环宽度一般为高度的14倍，取LV12MM轴上零件的轴向固定、齿轮、带轮与轴的轴向固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由良好的对中性，采用H7/R6配合，带轮与轴的配合采用H7/K6，滚动轴承与轴的配合采用H7/K6定出轴肩处R的值，见下图。轴端倒角取245插入轴的结构简图A由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2L3606MM，悬臂L11019MM由此可以画出轴的受力简图如下图所示L2L3606MML11019MMRBHRDH1820NRDV2824NRBV1648N插入轴的受力简图B水平面支反力图CRBHRDHFT/23640/21820N垂直面支反力图ERDV（FRL2FD/2）/L2L3（13666069081252/2COS14）/6066062824NRBVFRRDV136628241648N画弯矩图、转矩图水平面弯矩图MH图D截面C处MCHRBHL21820606110292NMM垂直面弯矩图MV图F截面C左边MCV1RBVL21648606998688NMM截面C右边MCV2RDVL328246061711344NMM合成弯矩图图G截面C左边MC1（M2CHM2CV1）1/2MCH110292NMMMCV1998688NMMMCV21711344NMMMC1148789NMMMC2111612NMMME（11029229986882）1/2148789NMM截面C右边MC2（M2CHM2CV2）1/2（110292217113442）1/2111612NMM转矩图图H转矩T468881NMM按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图G可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩221EMT318251NMM式中1B/0B06由式175可得EME/WME/01D3318251/01653116N/MM2校核结果E1B59N/MM2截面C强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163001572000小时318251NMMFS1112064NFS2192NFA908N1、计算输出轴承（1）已知NII1385R/MIN，轴承背对背安装。两轴承径向反力FR11648NFR22824N初先两轴承为角接触球轴承7207AC型根据课本P316表（159）得轴承内部轴向力FS068FR则FS1068FR10681648112064NFS2068FR20682824192N2FS2FAFS1FA908N现2端为压紧端FA2FS2FA192908716NFA1FS1112064N3求系数X、YFA1/FR1112064N/1648N068FA2/FR2716N/2824N25根据课本P315表（158）得E068FA1/FR1EX11FA2/FR2EX2041Y10Y20874计算当量载荷P1、P2根据课本P314表（157）取FP12根据课本P314（159）式得FA1127044NFA236244NX11Y10X2041Y2087CR29000NP1FPX1FR1Y1FA11211648019776NP2FPX2FR2Y2FA2120411648087716155832N5轴承寿命计算P1P2故取P19776N角接触球轴承3根据手册得7207AC型的CR29000N由课本P314（155）式得379546H72000H167HLNTPFC预期寿命足够2、计算输入轴承（1）1已知N6923R/MIN两轴承径向反力FR1913NFR2533N初先两轴承为角接触球轴承7307AC型根据课本P316表（159）得轴承内部轴向力FS068FR则FS1068FR106891362084NFS2068FR206853336244N2FS2FAFS1FA961N故现取2端为压紧端FA2FS236244NFR1913NFR2533NFS162084NFS236244NFA961NFA1132344NFA236244NX21Y20X1041Y1087P11831NP210956NFA1FS2FA36244961132344N3求系数X、YFA1/FR1132344N/913N145FA2/FR236254N/533N068根据课本P315表（158）得E068FA1/FR1EX1041FA2/FR2EX21Y1087Y204计算当量载荷P1、P2根据课本P314表（157）取FP12根据课本P314（159）式得P1FPX1FR1Y1FA1120419130871323441831NP2FPX2FR2Y2FA212191303318410956N5轴承寿命计算P1P2故取P1831N角接触球轴承3根据手册得7307AC型的CR32800N由课本P314（155）式得167HLNTPFC138419H72000H预期寿命足够D127MM,L149MMB8MMH7MML45MMK35MML37MM八、键联接的选择及校核计算输入轴上皮带轮键轴径D127MM,L149MMB8MMH7MML45MM校核挤压强度，由式1713可得PDKLT2PKH/235MML45837MM由上步可知T99321NMM查表177的许用应力P（100120）N/MM2P299321/（273537）568N/MMP（100120）N/MM2挤压强度满足要求。输入轴上齿轮键轴径D142MM,L176MMB12MMH8MML71MM校核挤压强度由式1713可得PDKLT2PKH/24MMLLB711259MM由上步可知T99321NMMD142MM,L176MMB12MMH8MML45MMK4MML35MMD165MM,L145MMB20MMH12MML41MMK6MML25MM查表177的许用应力P（100120）N/MM2P299321/（42459）160N/MMP（100120）N/MM2挤压强度满足要求。输出轴上齿轮键轴径D165MM,L170MMB18MMH11MML65MM校核挤压强度由式1713可得PDKLT2PKH/255MML651847MM由上步可知T468881NMM查表177的许用应力P（100120）N/MM2P2468881/（655547）1116N/MMP（100120）N/MM2挤压强度满足要求。输出轴上联轴器键轴径D145MM,L182MMB12MMH8MML77MM校核挤压强度由式1713可得PDKLT2PKH/24MML771265MM由上步可知T468881NMM查表177的许用应力P（100120）N/MM2P2468881/（45465）801N/MMP（100120）N/MM2挤压强度满足要求。九、减速器的箱体、附件及润滑I、箱体的结构设计箱体材料为铸铁，结构尺寸如下表单位/MM名称符号尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚18箱体凸缘厚度B、B1、B2B12B112B220加强肋厚度M、M1M68M168地脚螺栓直径DFDF1542地脚螺栓数目NN4个轴承旁连接螺栓直径D1D111565箱盖、箱座连接螺栓直径D2D29252轴承盖螺钉直径和数目D3、ND38N4个轴承盖（轴承座端面）外径D2D21102D22130观察孔盖螺钉直径D4D46168DF、D1、D2至箱外壁距离DF、D2至凸缘边缘的距离C1、C2螺栓M10M12M16C1MIN161822C2MIN141620轴承旁凸台高度和半径H、R1H由结构决定，R1C2箱体外壁至轴承座端面距离L1L1C1C210II、减速器附件设计窥视孔及视孔盖为了便于检查箱内传动零件的啮合情况，润滑状态，接触斑点和齿侧间隙，并向箱体内注入润滑油，在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置开设了窥视孔。窥视孔应有足够大的空间，以便手能深入箱体进行检查操作。平时用视孔盖、垫片和螺钉封闭窥视孔，以防止润滑油外漏和灰尘、杂质进入箱内。与视孔盖接触的窥视孔处设计出凸台以便加工，一般高出35MM。如P36图44所示。窥视孔及视孔盖结构和尺寸见P37表42通气器的设计减速器工作时，各运动副之间的摩擦发热将使箱体内的温度升高、气压增大。为了避免在这种情况下由于密封性能的下降而导致润滑油向外渗漏，故在箱盖顶部安装通气器。其结构尺寸见P38表45油面指示器的设计视孔盖结为了加注润滑油或在使用过程中能方便检查箱内油面高度，故在箱内安装油面指示器。油面高度由最高油面和最低油面之分。最低油面为传动件正常运转时的油面，其高度由传动件浸油润滑时的要求确定；最高油面是指油面静止时的高度，静止时的油面高度应高于运转时的油面高度。油标的安装高度以能测出最低和最高油面为宜。油面指示器选油标尺类。油标尺的结构和尺寸见P39表46放油孔及放油螺塞油面指示为了换油及清洗箱体时排出油污，在减速器箱座底部的油池最低处设置放油孔，并安置在不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。见P41图48。箱体底面想放油孔方向倾斜115并在其附近做一凹坑，以便于攻螺纹和污油的汇集和排放。放油孔不能低于油池底面，以避免