用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器

1、精品文档 一.课程设计书 设计课题： 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 运输机连续单向运转，载荷变化不大, 空载起动,卷筒效率为0.96（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限8年（300 天/年）,两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表 题号 参数7、., 1 2 3 4 5 运输带工作拉力 （kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8 运输带工作速度 （m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 卷筒直径（mm 250 250 250 300 003300 1. 传动装置总体设计方案 1组成：传动装置由电机、减

2、速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级 其传动方案如下： 图一：（传动装置总体设计图 初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率a a = 23 32 4 5 = 0.96X 0.983 X 0.952 X 0.97X 0.96= 0.759; !为V带的效率，!为第一对轴承的效率， 3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率， 5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因

3、是薄壁防护罩，采用开式效率计算）。 2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为：Pl = P/ n = 1900X 1.3/1000X 0.759= 3.25kW,执行机构的曲柄转 速为n= 1000 60v 二 D =82.76r/min， 精品文档 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i. = 24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i. =8 40， 则总传动比合理范围为i_ = 16160，电动机转速的可选范围为 n = i丄X n =（16160）X 82.76 =1324.1613241.6r/mi n。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型

4、号为丫112M 4的三相异步电动机，额定功率为 4.0 额定电流8.8A，满载转速nm =1440 r/min，同步转速1500r/min。 厂 Zp 一 1 丁 ! Hr 1 1I T 1 方 案 电动机 型号 额定 功率 P ed kw 电动机转速 电动机 重量 N 参考 价格 元 传动装置的传动比 同步 满载 总传 V 带 减速器 转速 转速 动比 传动 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 ：230 16.15 2.3 7.02 中心高 外型尺寸 L X( AC/2+AD )X HD 底脚安装尺 寸A X B 地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸D X E 装键部位尺 寸 F

5、X GD 132 515 X 345X 315 216 X 178 12 36 X 80 10 X 41 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1) 总传动比 ia = n /n = 17.40/2.3= 由选定的电动机满载转速ni和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 1440/82.76= 17.40 (2) 分配传动装置传动比 i a = i0 X i 式中io,ii分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 = 2.3，贝U减速器传动比为i = ia/i0 7.57 根据各原则，查图得高速级传动比为 h = 3.24,则i2 = i/i, =

6、2.33 4. 计算传动装置的运动和动力参数 (1) 各轴转速 n = nm / i0 = 1440/2.3= 626.09r/min = ni /i 1 = 626.09/3.24= 193.24r/min nm = nn / i2 = 193.24/2.33=82.93 r/min n iv = n =82.93 r/min (2) 各轴输入功率 Pi = pd X 1 = 3.25X 0.96= 3.12kW Pe = pi X nX 3 = 3.12X 0.98X 0.95= 2.90kW Pm = Pe X nX 3 = 2.97X 0.98X 0.95 = 2.70kW Pv =

7、Pm X nX n=2.77X 0.98X 0.97= 2.57kW 则各轴的输出功率： R= R X 0.98=3.06 kW Pe = Pe X 0.98=2.84 kW Pm = Pm X 0.98=2.65 kW Pv = Pv X 0.98=2.52 kW (3) 各轴输入转矩 T| =Td X i0 X 1 N -m 电动机轴的输出转矩 Td=9550勺 =9550X 3.25/1440=21.55 N - nm 所以：Ti = Td X i0 X 1 =21.55X 2.3X 0.96=47.58 N m Tn = Ti X i1 X 1 X 2=47.58X 3.24X 0.9

8、8X 0.95=143.53 N m- Tm = % X i2 X 2 X 3=143.53X 2.33X 0.98X 0.95=311.35N m Tiv =Tm X 3 X 4=311.35X 0.95 X 0.97=286.91 N m 输出转矩：= Ti X 0.98=46.63 N m Tn = Tn X 0.98=140.66 N m Tm = Tm X 0.98=305.12 N -m Tv = Tv X 0.98=281.17 N m 运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.25 21.55 1440 1

9、轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24 3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93 4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93 6. 齿轮的设计 (一)高速级齿轮传动的设计计算 1齿轮材料，热处理及精度 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斜齿轮 (1) 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45二钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1 =24 高速级大齿轮选用 45辛冈正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2

10、=i X乙=3.24 X 24=77.76 取 Z2 =78. 齿轮精度 按GB/T10095- 1998,选择7级，齿根喷丸强化。 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 (ZhZE、2 C 3 ；2KtT1 u1 d_ . d I 确定各参数的值： Kt=1.6 试选 查课本 P215 图 10-30 选取区域系数Z h =2.433 :一=0.78匚,2 = 0.82 .=0.78 0.82 =1.6 由课本 N2 = =4.45 x 108h #(3.25 为齿数比，即3.25=|M P214 图 10-26 则 由课本P202公式10-13计算应力值环数 N1 =60nJ

11、 L, =60 x 626.09 x 1x( 2X 8x 300 x 8) =1.4425 x 109h 查课本 P203 1 0-19 图得：K；弋=0.93 K ；、2=0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%安全系数S=1,应用P202公式10-12得: 61= Khn1- Hlim1 =0.93x 550=511.5 MPa S Kry ；h 2= HN27lim2 =0.96x 450=432 MPa S 许用接触应力 二H=(二Hh 二H 2)/2 =(511.5432)/2 =471.75MPa 查课本由p98表10-6得： ZE =189.8MPa 由P201表10-7得

12、: d=1 T=95.5x 105 x p1 /n1=95.5 x 105 x 3.19/626.09 =4.86 x 10 216:4 86:f2 _0.93x：380 _252 43 1.4 土电 _ 2592 侮601347 307.14 YF 2 FS 22211汇1 774 二 F 2 252.43 ：2 _：-二.=0.01554 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 3 2 X1.73 X4.86X104 x0.78xcos214x0.01554, mn2mm 二 1.26mm 1 241.655 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g大于由齿根弯曲疲劳强度计算

13、的法面模数, 按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取 叫=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强 度算得的分度圆直径d1=51.73 mm来计算应有的齿数.于是由： z1=51.73 cos14 =25.097 取 z1=25 mn 那么 z2=3.24 X 25=81 几何尺寸计算 计算中心距 a= 臼 Z2旦=（25 81）2 =109.25 mm 2cosP 2y- cos14 将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 r（乙+乙血.（25+81）域 2 一 -=arccosarccos14.01 22 汇 109.25 因值改变不多，故参数：，k ：,

14、Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 .Z|mn252lc d2KT1Ycos 丫从 *dZ2叶 确定公式内各计算数值 (1) 计算小齿轮传递的转矩1 = 143.3 kN -m (2) 确定齿数z 因为是硬齿面，故取 乙=30, z- = i X乙=2.33X 30= 69.9 传动比误差 i = u = z_ / z. = 69.9/30= 2.33 = 0.032% 兰 5%,允许 (3) 初选齿宽系数二 按对称布置，由表查得：2 = 1 (4) 初选螺旋角 初定螺旋角1= 12： (5) 载荷系数K K = K： K K 二 K 阳=1X 1.04X 1.2X 1.35= 1.

15、6848 (6) 当量齿数 zx = z /cos= 30/ cos312 = 32.056 Z： = z：/cos ；= 70/ cos312 = 74.797 由课本P197表10-5查得齿形系数丫上和应力修正系数丫丄 Y1 =2.491*2 =2.232Y1.636,Ys-2 -1.751 (7) 螺旋角系数丫； 轴向重合度二二d, 2.03 Y = 1 疋；=0.797 Yf Fs (8) 计算大小齿轮的一:一 6 查课本由P204图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限 二 FE1 =500MPa二 FE2 =380MPa 查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数 KFn1 =0.

16、90 K FN2 =0.93S=1.4 1.4 ji = KfNFE1 =0.9 .50 =321.43MPa 1.4 6 2 = KfNTFF2 =0.93 380 = 252.43MPa 计算大小齿轮的宵,并加以比较 YFa1F Sal Pl 皿3 “.01268 321.43 YFa2F Sa2 =2 严32751 701548 252.43 mn - 2 1 301.71 z 2 =2.33 X 30=69.9 取 z2 =70 大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 2 1.6848 1.433 1050.797 cosmm =1.5472mm 对比计算结果，由齿面接触

17、疲劳强度计算的法面模数 叫大于由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g =3mM旦为了同时满足接触疲劳强度，需要按 接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =72.91 mm来计算应有的齿数. =27.77 取 z1=30 mn 12 0.01548 初算主要尺寸 计算中心距 a=（Z1 z2）mn=（3 7） 2 =102.234 mm 2 cos B 2 x cos12 将中心距圆整为103 mm =arccos( j 2)mn 2: 修正螺旋角 rccos(3 70) 2 =13.86 2x103 因一：值改变不多，故参数；:.，Zh等不必修正 分度

18、圆直径 =ze cos : 3-2=61.34 mm cos12 d2 Z2mn cos : 70 2 -=143.12 mm cos12 计算齿轮宽度 b = dd1 =1 72.91 二 72.91mm 圆整后取B1 = 75mm B2 = 80mm 1.6 低速级大齿轮如上图: V带齿轮各设计参数附表 1各传动比 V带 高速级齿轮 低速级齿轮 2.33.242.33 2.各轴转速n (r/mi n) (r/mi n) (r/mi n) n (r/mi n) 626.09 193.24 82.93 82.93 3.各轴输入功率P E (kw) 巴(kw) 血(kw) Piv (kw) 3.

19、12 2.90 2.70 2.57 4.各轴输入转矩T 石(kN m) Tv (kN m) (kN m) (kN m) 47.58 143.53 311.35 286.91 5. 带轮主要参数 小轮直径 (mm) 大轮直径d (mm) 中心距a (mm) 基准长度b (mm) 带的根数z 90 224 471 1400 5 7. 传动轴承和传动轴的设计 1. 传动轴承的设计 .求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3 P3=2.70KWn3=82.93r/mi n T3=311.35N. m .求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 Ft d2 =143.21 mm 2T3 d2

20、2 311.35 143.21 10- = 4348.16N Fr = Fd cos戸 = 4348.16 tan 20o cos13.86o = 1630.06N Fa = Ftta n ：=4348.16X 0.246734=1072.84N 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示： .初步确定轴的最小直径 先按课本15-2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P361表15 3取 Ao =112 dmin =A)J=35.763mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dz_n ,为了使所选的轴与联轴器吻合，故需同时选取 联轴器的型号 查课本P343表

21、14 -1,选取Ka =1.5 Tca =KaT3 =1.5 311.35 =467.0275N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以 查机械设计手册22 -112 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 d1 =40mm,故取di=40mm半联轴器的长度L = 112mm.半联轴器 与轴配合的毂孔长度为L1 =84mm .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，1 - U轴段右端需要制出一轴肩，故取U -川的直 径=47mm;左端用轴 端挡圈 定位，按轴端 直径取 挡圈直径D = 50mm半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度为

22、了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I - U的长 度应比 略短一些,现取1心二82mm 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，故选用单列角接触球轴承.参照 工作要求并根据二47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列 角接触球轴承7010C型. d D B d2 D2 轴承代号 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 2

23、0 62.4 77.7 7210C 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B = 50mm 80mm 16mm ,故 d皿田=d皿m = 50mm ；而1皿戲16mm . 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度 h 0.07d,取 h =3.5mm,因此 d 即=57 mm, 取安装齿轮处的轴段d刑58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位 .已知齿轮毂的 宽度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度,故取1刑“二72mm .齿轮 的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取d、二65mm.轴环宽度b 1.4h,取b

24、=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及 便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I =30mm ,故取 丨口=50mm. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=16mm, 高速齿轮轮毂长L=50mm,则 I皿制=T s a (75 -72(16 816 3)mm =43mm IV卫 =L se aI 皿 =(50 8 20 16 -24-8)mm = 62mm 至此,已初步确定了轴

25、的各端直径和长度 5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时， 查机械设计手册20-149表20.6-7. 对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距 L2 L3 = 114.8mm 60.8mm = 175.6mm F NH1 L3 Ft =4348.16汇608 = 1506N L2 L3175.6 Fnh 2 匕 Ft =4348.16 1148 =2843N L2 L3175.6 F NV1 FaD F Ia Fr l3 =809N L2 L3 F NV 2 二 Fr -FNV2 =1630 -809 =821N M

26、H =172888.8N mm MV1 = Fnv1 L2 = 809 114.8 = 92873.2N mm Mv2 =Fnv2L3 =821 60.8 = 49916.8N mm MH MS1728892 928732 = 196255N mm M 2 =179951 N mm 传动轴总体设计结构图： 汀1 h ID儿7 C 从动轴) 丫 Vl 0心 中间轴） D b) c) d) M T Fhhz HV2 Fhvi a) Li irnTTlT 匾二 FQ/2 F 6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 口 二 X；Mi2+（订3）2 =（1962552 十（仔311.35）2 caW0

27、.1 27465 前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表 15-1 得二 J=60MPa Cca 上此轴合理安全 7.精确校核轴的疲劳强度 .判断危险截面 截面A, n,川,b只受扭矩作用。所以a n m b无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看，截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大.截面切的应 力集中的影响和截面的相近，但是截面切不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.截 面c上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故c截面也不必做强度校核，截面w 和v显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合

28、的小，因 而，该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. .截面左侧。 抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503=12500 抗扭系数wT=0.2d3=0.2 503=25000 截面的右侧的弯矩 M为 M = M. 竺8 16 =144609N mm 60.8 截面W上的扭矩T3为T3 =311.35N m 截面上的弯曲应力 M _ 144609 W 12500 = 11.57MPa 截面上的扭转应力 Wt25000 = 12.45MPa 轴的材料为45钢。调质处理 由课本P355表15-1查得： -B =640MPa 二 4 =275MPa T=155MPa 因-20 =0.04 d50 经插

29、入后得 D 58 d 50 = 1.16 ；-2.0；t=1.31 轴性系数为 q；：-=0.82q =0.85 -K；=1+q；r 一1）=1.82 K =1+q （二 t-1 ） =1.26 所以 v -0.67； =0.82 I 1 , =0.92 综合系数为： K匚=2.8 K =1.62 碳钢的特性系数逬广0.10.2 取0.1 .=0.050.1取 0.05 安全系数Sea S _=1 =25.13 Ka +鶴6 S1=13.71 k 6 S S Sea=10.5 S=1.5所以它是安全的 St S2 截面w右侧 抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1 503 =12500 抗扭系数

30、wT=0.2d3=0.2 503=25000 截面W左侧的弯矩 M为 M=133560 截面W上的扭矩T3为T3 = 295 截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 M 133560 二 b 10.68 W 12500 丁壬空型 Wt25000 = 11.80. K K亠丄亠62 所以u =0.67 综合系数为： K；_=2.8 K =1.62 碳钢的特性系数 =0.1 0.2 取 0.1 安全系数Sca ；.=0.82* I =0.92 ：二 0.050.1 取 0.05 K；* Jm = 25.13 S1=13.71 k . a t m SY = 10.5 S=1.5 所以它是安全的 8. 键的设计和计算 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，