带式运输机二级展开式斜齿轮减速器说明书模板.docx

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带式运输机二级展开式斜齿轮减速器说明书模板

绪论

带式运输机是输送能力最大的连续输送机之一。

其结构简单、运行平稳、运转可靠，能耗低、对环境污染小、便于集中控制和实现自动化、管理维护方便，在连续装载条件下可实现连续运输。

它是运输成件货物与散装物料的理想工具，因此被广泛用于国民经济部门。

尤其是在矿山用量最多、规模最大。

中文摘要

本文设计了一带式传输机的传动系统，其主要的传动由二级展开式斜齿轮传动，在二级齿轮传动中，减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。

减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。

减速器是机械行业中较为常见而且比较重要的机械传动装置。

它的种类非常多，各种减速器的设计各有各的特点，但总的设计步骤大致相同。

其设计都是根据工作机的性能和使用要求，如传递的功率大小、转速和运动方式，工作条件，可靠性，尺寸，维护等等。

本文是关于斜齿圆柱齿轮减速器的设计，主要用于运输带的传送。

这种减速器相对于其他种类的减速器来讲，运用不是很广泛。

本次的设计具体内容主要包括：

减速器总体设计；主要传动机构设计；主要零、部件设计。

通过对减速器的设计，掌握有关机械设计方面的知识，熟练的使用CAD制图软件辅助设计。

关键词：

减速器、 圆柱齿轮、主动轴、传动装置

目录

第一部分设计任务-------------------------------3

第二部分传动方案分析-------------------------3

第三部分电动机的选择计算--------------------------------6

第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）-----------------7

第五部分传动零件的设计计算----------------------------------9

第六部分轴的设计计算---------------21

第七部分键连接的选择及计算-----------------------26

第八部分滚动轴承的选择及计算-------------------------28

第九部分联轴器的选择----------------------------------30

第十部分润滑与密封--------------------------------30

第十一部分箱体及附件的结构设计和选择------------------------------31

设计小结--------------------------------------------33

参考文献--------------------------------------------25

第二部分传动方案分析

设计题目：

二级展开式斜齿轮减速器

1.组成：

传动装置由电机、减速器、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：

考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：

图一:

传动装置总体设计图

带式输送机由电动机驱动。

电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。

初步确定传动系统总体方案如:

传动装置总体设计图所示。

工作条件及生产条件:

胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。

该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。

输送带速度允许误差为

5%。

减速器设计基础数据

输送带工作拉力

F（N）

2800

输送带速度

v（m/s）

1.4

卷筒直径

D（mm）

350

计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η13η22η3η4=0.983×0.972×0.99×0.96=0.84

η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择计算

皮带速度v:

v=1.4m/s

工作机的功率pw:

pw=F*V/1000=3.92KW

电动机所需工作功率为:

pd=Pw/η=4.7KW

执行机构的曲柄转速为:

n=60×1000V/350π=76.43r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（8×40）×84.3=674.4~3372r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。

第四部分传动装置的运动和动力参数的选择和计算

1总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=960/76.43=12.6

2分配传动装置传动比:

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=ia/4.5=2.8

则低速级的传动比为:

i23=ia/2.8=4.5

3各轴转速:

nI=nm=960=960r/min

nII=nI/i12=960/2.8=342.85r/min

nIII=nII/i23=342.85/4.5=76.2r/min

nIV=nIII=76.2r/min

4各轴输入功率:

PI=Pd×η3=4.7×0.99=4.65KW

PII=PI×η1⋅η2=4.65×0.98×0.97=4.42KW

PIII=PII⋅η1⋅η2=4.42×0.98×0.97=4.20KW

PIV=PIII×η1⋅η3=4.20×0.98×0.99=4.07KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.98=4.56KW

PII'=PII×0.98=4.33KW

PIII'=PIII×0.98=4.12KW

PIV'=PIV×0.98=3.99KW

各轴输入转矩由式

第五部分传动零件的设计计算

（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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z1=24，则：

Z2=i12×Z1=3.99×24=95.76取：

Z2=96

2）初选螺旋角:

β=150。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

≥2.32

确定各参数的值:

1）试选Kt=2.5

2）T1=49.2Nm

3）选取齿宽系数d=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42

6）由式8-3得：

=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cos1500

=[1.88-3.2×（1/24+1/96）]×cos150=1.655

7）由式8-4得：

=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan150=2.04

8）由式8-19得:

Zε=4-ε∴σ（α1-ε∴σ（ε∴σ（βα）=1α）=11.655）=0.777

9）由式8-21得：

Zβ=cosβ=cos15=0.98

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

Hlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=2.76×109/3.99=6.93×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.87,KHN2=0.89

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=Hlim1S=0.87×650=565.5MPa

[σH]2=Hlim2S=0.89×530=471.7MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[H]2）/2=（565.5+471.7）/2=518.6MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

≥2.32

=52.6mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

m=Dt1/Z1=2.12mm

取为标准值:

2.5mm。

2）中心距：

a=（

+

）/2=155.3mm

3）螺旋角：

β=150

4）计算齿轮参数：

d1=

=

m=62mm

d2=

m=248mm

b=φd×d1=62mm

b圆整为整数为：

b=62mm。

5）计算圆周速度v:

v=

=3.14×62×960/60×1000=3.11m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

6）同前，ZE=189.8MPa。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.42。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/24+1/96）]×cos150=1.655

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×24×tan150=2.04

9）εγ=εα+εβ=3.695

10）同前，取:

εβ=1

Zε=0.777

11）由式8-21得：

Zβ=cosβ=cos15=0.98

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft=1587.1N

Tb=25.6<100Nmm

14）由tanατ=ταναn/cosβ得：

αt=arctan（tanαν/χοσβ）=arctan（tan200/cos150）=20.70

15）由式8-17得：

cosβb=cos（cosn/cosαt）=cos15cos20/cos20.7=0.97

16）由表8-3得：

KHα=KFα=εα/cos2βb=1.655/0.972=1.76

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.37

18）K=KAKVKHKHβ=1×1.1×1.76×1.37=2.65

19）计算d1：

d1=

≥52.9mm

实际d1=62>52.9所以齿面接触疲劳强度足够。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV1=26.6

ZV2=106.5

2）

αV=[1.88-3.2⋅（1/ZV1+1/ZV2）]χοσβ=1.671

3）由式8-25得重合度系数：

Y=0.67

4）由图8-26查得螺旋角系数Yβ=0.87

5）

γε=3.33

前已求得:

KH=1.76<3.33，故取：

KFα=1.76

6）

bh=62[（2×1+0.25）×2.5]=11.02

且前已求得:

KH=1.37，由图8-12查得：

KFβ=1.34

7）K=KAKVKFKFβ=1×1.1×1.76×1.34=2.59

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.58YFa2=2.17

应力校正系数:

YSa1=1.62YSa2=1.83

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

Flim1=500MPaσFlim2=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数N1=2.76×109

大齿轮应力循环次数:

N2=6.93×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.83KFN2=0.85

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=Flim1S=0.83×5001.3=319.2

[σF]2=Flim2S=0.85×3801.3=248.5

Sa11=2.58×1.62319.2=0.01309

Sa22=2.17×1.83248.5=0.01598

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥1.51mm

1.51≤2.5所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=62mm

d2=248mm

b=d×d1=62mm

b圆整为整数为：

b=62mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=67mmb2=62mm

中心距：

a=155mm，模数：

m=2.5mm

（二）低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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。

1）材料：

高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

取小齿齿数：

Z3=28，则：

Z4=i23×Z3=2.86×28=80.08取：

Z4=80

2）初选螺旋角:

130。

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

3确定各参数的值:

1）试选Kt=2.5

2）T2=186.6Nm

3）取齿顶宽系数d=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.45

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cos130

=[1.88-3.2×（1/28+1/80）]×cos130=1.655

7）由式8-4得：

εβ=2.05

8）由式8-19得:

Zε=0.777

9）由式8-21得：

Zβ=cosβ=cos15=0.99

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

Hlim1=650Mpa。

大齿轮的接触疲劳极限，:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N3=60nkt=6.93×108

大齿轮应力循环次数：

N4=60nkth=N3/u=6.93×108/2.86=2.42×108

12）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN3=0.89,KHN4=0.91

13）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]3=Hlim3S=0.89×650=578.5MPa

[σH]4=Hlim4S=0.91×530=482.3MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]3+[H]4）/2=（578.5+482.3）/2=530.4MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d3t:

d3t=83.6mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=2.91mm

取为标准值:

3mm。

2）中心距：

a=166.3mm

3）螺旋角：

β=13.10

4）计算齿轮参数：

d3=ncosβ=86mm

d4=ncosβ=246mm

b=φd×d3=86mm

b圆整为整数为：

b=86mm。

5）计算圆周速度v:

v=1.08m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

6）同前，ZE=189.8MPa。

由图8-15查得节点区域系数为:

ZH=2.44。

7）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z3+1/Z4）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/28+1/80）]×cos13.10=1.681

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ3tanβ=0.318×1×28×tan13.10=2.07

9）εγ=εα+εβ=3.751

10）同前，取:

εβ=1

Zε=0.771

11）由式8-21得：

Zβ=cosβ=cos13.1=0.99

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数:

KV=1.1。

13）Ft=23=2×186.6×100086=4339.5N

tb=50.5<100Nmm

14）由tanατ=ταναn/cosβ得：

αt=arctan（tanαν/χοσβ）=arctan（tan200/cos13.10）=20.50

15）由式8-17得：

cosβb=cos13.1cosn/cosαt=cos13.1cos20/cos20.5=0.98

16）由表8-3得：

KHα=KFα=εα/cos2βb=1.681/0.982=1.75

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.38

18）K=KAKVKHKHβ=1×1.1×1.75×1.38=2.66

19）计算d3：

d3≥84.3mm

实际d3=86>84.3所以齿面接触疲劳强度足够。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）当量齿数：

ZV3=Z3/χοσ3β=28/cos313.10=30.3

ZV4=Z4/cos3=80/cos313.10=86.6

2）

Va=[1.88-3.2⋅（1/ZV3+1/ZV4）]χοσβ

=[1.88-3.2×（1/30.3+1/86.6）]×cos13.1=1.692

3）由式8-25得重合度系数：

Y=0.25+0.75cos2b/V=0.68

4）由图8-26和=2.07查得螺旋角系数Yβ=0.88

5）

γε=3.7511.681×0.68=3.28

前已求得:

KH=1.75<3.28，故取：

KFα=1.75

6）

bh=86[（2×1+0.25）×3]=12.74

且前已求得:

KH=1.38，由图8-12查得：

KFβ=1.35

7）K=KAKVKFKFβ=1×1.1×1.75×1.35=2.6

8）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa3=2.53YFa4=2.23

应力校正系数:

YSa3=1.64YSa4=1.79

9）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

Flim3=500MPaσFlim4=380MPa

10）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N3=6.93×108

大齿轮应力循环次数:

N4=2.42×108

11）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN3=0.85KFN4=0.87

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]3=Flim3S=0.85×5001.3=326.9

[σF]4=Flim4S=0.87×3801.3=254.3

Sa33=2.53×1.64326.9=0.01269

Sa44=2.23×1.79254.3=0.0157

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥2.12mm

2.12≤3所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d3=86mm

d4=246mm

b=d×d3=86mm

b圆整为整数为：

b=86mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b3=91mmb4=86mm

中心距：

a=166mm，模数：

m=3mm

第六部分轴的设计计算

Ⅰ轴的设计

1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:

P1=4.95KWn1=960r/minT1=49.2Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知高速级小齿轮的分度圆直径为:

d1=62mm

则:

Ft=11=2×49.2×100062=1587.1N

Fr=Ft×ncosβ=598N

Fa=Fttan=1587.1×tan150=425N

3初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：

dmin=19.3mm

输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:

Tca=KAT1，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取：

KA=1.2，则:

Tca=KAT1=59Nm

由于键槽将轴增大4％，取联轴器型号为:

LT4型，其尺寸为：

内孔直径20mm。

轴孔长度38mm。

则d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取d=36mm。

半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：

D=30mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=23mm。

右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

初选轴承的类型及型号。

为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:

d34=d78=25mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：

30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:

d×D×T=25×52×16.25mm，轴承右端采用挡