带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.docx

1、带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器展开式二级圆柱齿轮减速器（二）1.设计题目用于带式运输机的展开式二级 圆柱齿轮减速器。传动装置简图如 右图所示。（1） 带式运输机数据见数据表格。（2） 工作条件单班制工作，空载启动，单向、 连续运转，工作中有轻微振动。运 输带速度允许速度误差为土 5%（3） 使用期限工作期限为十年，检修期间隔 为三年。（4） 生产批量及加工条件 小批量生产。2.设计任务1） 选择电动机型号；2） 确定带传动的主要参数及尺 寸；3） 设计减速器；4） 选择联轴器。3.具体作业1） 减速器装配图一张；2） 零件工作图二张（大齿轮，输出轴）3） 设计说明书一份。4.数据表运输带

2、工作拉力F/N1900180016002200225025002450190022002000运输带工作速度v /（m/s）1.31.351.41.451.51.31.351.451.51.55运输带滚筒直径D/mm250260270280290300250260270280第一章绪论 41.1选题的目的和意义 41.2研究的内容及选用方法 4第二章设计要求 4第三章传动系统的整体设计 53.1选择电动机 53.1.1类型 53.1.2电动机容量选择 53.1.3 电动机的转速选择 63.2传动比分配 63.3计算传动装置的运动和动力参数 7第四章传动零件设计 84.1V带传动的设计 84.1

3、.1V带的基本参数 84.1.2带轮结构的设计 114.2齿轮传动设计（高速级） 114.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 114.2.2按齿面强度设计 114.2.3按齿根弯曲强度设计 134.3齿轮传动设计（低速级） 154.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数15432按齿面强度设计 15433按齿根弯曲强度设计 174.3.4斜齿轮各参数的确定 19第五章各轴设计方案 215.1轴的设计 215.2中间轴的设计及轴承的选取 225.3中间轴的受力和弯矩图 225.4高速轴的设计及联轴器的选取 265.5低速轴的设计及联轴器的选取 27第六章减速器箱体与附件的设计 27第七章

4、润滑与密封 29第八章设计小结 2930参考文献第一章 绪论1.1选题的目的和意义减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置， 用来降低转速并相 应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。减速器的种类很多， 这里我们涉及圆柱齿轮组成的减速器， 最普遍的是展 开式二级圆柱齿轮减速器，它是两级减速器中最简单、应用最广泛的一种。二 级圆柱齿轮减速器分为展开式、分流式、同轴式，i=840，用斜齿、直齿、人 字齿。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。轴线可以水平、上下、垂直布 置。它的齿轮相对于支撑位置不对称，当轴产生变形时，载荷在齿轮上分布的 不均匀，因此，轴应设计的具有较

5、大的刚度，并使齿轮远离输入端或输出端。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结 构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践 中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是 因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知 识。1.2研究的内容及选用的方法我们本次设计的题目是二级圆柱斜齿轮减速器， 我们对这次设计的对象有 了更深入的了解。另外，我们通过设计可以更加详尽的了解各部分的功能和设 计要求，比如，带轮的设计、齿轮的设计及轴的设计、箱体的各部分零件的尺 寸计算等等。同时，我们还要选取其它附属部件，如

6、键、轴承、联轴器等。 在本次设计中，我们将运用 CAD 辅助绘图，这也给我们带来了极大的便 利。第二章设计要求设计条件：运输带工作拉力： F=2000N运输带的速度： v 1.55m/s；运输带滚筒的直径： D 280mm； 载荷性质：空载起动 , 单向、连续运转，工作中有轻微振动。 工作时间：8h/日； 工作寿命： 10年（设每年工作 300天）。第三章 传动系统方案的总体设计 3.1电动机的选择3.1.1选择电动机类型丫系列三相异步电动机。3.1.2电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv 2000 1.55Pw 3.1kw1000 1000设： 轴 一对流滚动轴承效率。

7、 轴=0.99Pw 3.1kw计算及说明结果3.1.3、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60v 60 1.55 ccc nw 82.8r minD 300 3.14方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比I丫 160M411.0KW1500146024.31nY160L611.0KW100097016.01 3.2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比：i % 14%8 Wi12 1.3i 1.3 17.39 4.75 i23i12 17.394.75 366nwi12传动系统各传动比为:i2382.8 r min17.394.753.66通过两种方案比较可以看

8、出：方案U选用电动机的总传动比为 15.99 , 适合于二级减速传动，故选方案U较为合理。 丫160L 6型三相异步电 动机额定功率为11.0kw,满载转速为970r/min,电动机中心高 H=160mm轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm E=110mm方案比较2 4 201 轴 齿 筒0.992 0.9940.972 0.96 0.86工作机所需的电动机功率为:Pr Pw 3.10.86 3.6kwPr0.863.6kw丫系列三相异步电动机技术数据中应满足：。Pm Pr,因此综合应选电估算传动系统的总效率:动机额定功率Pm 4kw计算及说明i 011,ii2 4.7

9、5,23 3.66,i4 1 3.3计算传动装置的运动和动力参数传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴n。1440r；mi n p0 3.6kwTo9550 Po 9550 3.6 23.87N ?mn0 14401轴减速器中间轴nin0 .； 1440r,min p1 p0 01 3.6 0.99 3.59kwi 01TiT0i01 01 23.87 1 0.99 23.63N ?m2轴减速器中间轴n1 1440 “cn?303r/min p? P1 12 3.59 0.9603 3.44kwi12 4.75T2Ti12 12 23.63 4.75 0.9603 0.97 1

10、04.52N ?m3轴减速器低速轴匕n2 303 f 82.79r/m ini23 3.66P3p 2 23 3.44 0.9603 3.31 kwT3T2i23 23 104.52 3.66 0.9603 368.50N ?m4轴工作机 n4 n3 82.79r.，mi nP4P3 34 3.31 0.9801 3.24kw计算及说明结果2a0 (dd1 d d2)(d d2d d1)224a3.14(375125)22 750 (125375)24750Ld02305.83mm3）实际中心距:a0Ld Ld022500 2305.832847.085mmT4 T3i34 34 368 1

11、0.9801 360N ?m2）基准长度:对于A型V带选用Ld 2500mm6、验算小轮上的包角 1 :, 57.3由i 180 耳2 ddJa57.3得 i 180 (375 125) 163089 120得 847.085小轮合适主动轮上的包角合适。7、计算V带的根数z :Pca KaPzPr (P F0)K Kl1) nm 1440r/min , dd1 90mm查机械设计基础表13-3 得：P0 1.064kw ；2) nm 1440r/ min， i带 3查表得： P0 0.17kw ；3)由1 163.68查表得，包角修正系数 K 0.954) 由Ld 1800mm，与V带型号A型

12、杳表得：Kl 1.01综上数据，得z 4.056 3.4(1.064 0.17) 0.95 1.01取z 4 10合适。8、 计算预紧力F。(初拉力)：根据带型A型查机械设计基础表13-1得：q 0.1kg/mF0 500 -2 1 qv2zv k_ 4.056 2.5 , 小，c _o2500 1 0.1 6.7824 6.782 0.95127N9、 计算作用在轴上的压轴力Fq :Fq 2ZFsi n-12. 163.682 4 127 sin21005.9N其中1为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表:带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)Add1 90dd2 265

13、31800中心 距(mm)根数初拉力(N)压轴力(N)614.541251005.94.1.2带轮结构的设计1 .带轮的材料： 采用铸铁带轮(常用材料HT200)2.带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机, dd1 =90mm较小，所以采用实心式结构带轮。4.2齿轮传动设计(高速级)4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用 7级精度(GB10095-88)3)材料选择。由文献【一】表 10-1得可选小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为280HBS, 二者材料硬差为 40HBS。4)选取小齿轮齿

14、数 乙=17,大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75X 17=79.75 取 Z2=80o5)选取螺旋角。初螺旋角为B =144.2.2按齿面强度设计即: d1t 32ktT1?U 1(ZhZe)2 d a U H1)确定公式内的各计算数值(1)试选 Kt=1.6(2)由文献【一】图10-30得Zh=2.433(3)由文献【一】图10-30 得:a1 0.725； a2 0.87a a1 a2 1 .595(4)计算小齿轮传递的转矩T1 95.5 105 X Pi/n 1=95.5 X 105 X 3.59/1440=2.5 X 104Nm计算及说明结果文献【一】表10-7 得:(6)文献【一】表

15、10-6得：材料弹性影响系数ZE 189.6MPa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2 550MPa。(8)设每年工作时间按300天计算N1 60n 1jLH 60 970 1 (2 8 300 10) 2.7965109N2 2.7965 109 0.61 109Z4.56(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数K hn 1 0.91；Khn2 0.95(10)疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。KHN1 ? H lim1SKHN2 ? Hlim2SH 1 H 22H 1H 2H2)计算(1)

16、小齿轮分度圆直径dit0.9 600MPa 540MPa0.95 550MPa 465.02MPa502.51MPadit3 2 1.6 2.5 1034.75 11 1.5954.752.433 189.8、2531.25 )35.83mmdit35.83m(2)计算圆周的速度:35.83 14402.760 100060 10002.7(3)计算齿宽b及模数mntb dd1t 1 35.83mm 35.83mmmnt虫込 3583 込 2.045mm17计算及说明mnt2.045mH=2.25m nt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度0.318 dZ,

17、tan 0.318 1 17 tan 14 1.35(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：Khb=1.41;Kfb =1.3;K He=Kza=1.4K KAKVKHaKH 1 1.1 1.4 1.41 2.17K 2.17mm(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1 d1t 寸 35.83 3：21716mm 39.66mmd1 39.66mm(7)计算模数Mnd1 cos 39.66 cos14 “mn mm 2.26mmZ1 17mn 2.26mm4.2.3按齿根弯曲强度设计： mn 3竺匚匚？YFaYsa dZ12

18、f1)确定计算参数(1)计算载荷系数K KAKVKHaKF 1 1.10 1.4 1.3 2.002(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得Y 0.89K 2.002mmZ 17(3)计算当量齿数：Zv1 3 3 0 18.61cos cos 14Z2 80Zv1 18.61mmZv2 3 3-0 87.58cos cos 14(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFa1 2.97;YFa2 2.22Zv2 87.58mm(5)查取应力校正系数，由表 10-6得：Ysa1 1.52; Ysa2 1.77(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FE1=500MPa计算及说明

19、结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2380MPa.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数 Kfni_0.85,Kfn2_0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4Kfn1 Fei 0.85 500uh Fn 1 Fe 1 MPa303.57MPaL F JI ivi厂as 1.4K fn 2 fe2 0.88 380238.86MPa FN2 圧2 MPaL F2 IVI 厂 us 1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。Yf31 ysai 2.97 1.52 cc一 0.01487F1 303.57YFa2ySa2 2.22 1.77 门“大齿轮的数值大U

20、 .U I O厶2f 2 238.862 )设计计算2 2.002 2.5 104 0.892 一0cos 14 小一小，- 丿，mn1.44mmmn 3 2 0.01645mm 1.44mmX 1 172 1.595对比计算纟口果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强 度，需按接触强度极 限算得分度圆直径 di=39.66mm来计算应有的齿数。于是由Z d1 cos 66.62 cos1425.86 取乙 19Zimn 2.5乙19则 Z2 乙i12 19 4.75 91Z2913)几何尺寸

21、计算1 )计算中心距a (Zl Z2)mn(19 91) 2 1132 cos2 cos14a113mm将中心距圆整为113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角计算及说明结果(乙arccos 2aZ2)mn arccos(19 91) 2 13.23。2 185因 值改变不多，故参数a1,K ,ZH等不必修正3 ）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 Z1mncos19 2 0 39mm d2cos13.230Z?mncos91 20 187 mmcos13.2304 ）计算齿轮宽度b dd1 1 39mm 39mm圆整后取 B2 40mm; B1 45mm4.3齿轮传动设计（低速级）4.3.1、选定齿

22、轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 选用斜齿圆柱齿轮传动2） 运输机为一般工作机器，速度高，故用3） 材料选择。由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为 二者材料硬差为40HBS。4） 选取小齿轮齿数 乙=17，大齿轮齿数：取 Z2=62o5） 选取螺旋角。初螺旋角为B =144.3.2按齿面强度设计7 级精度(GB10095-88)40Cr（调质），硬度为280HBS,Z2=iZi=3.66X 17=62即：d1t 32ktT1 ?U 1(ZH ZE )2d a U H2）确定公式内的各计算数值（1）（2）试选Kt=1.6由文献【一】图10-30得Zh=2.433(3)由文献【一】图10-3

23、0得:a1 0.725; a2 0.89 a a1 a2 1 -61513.230d1 39 mmd 2 187 mmB1 70mmB2 65mmT125.0767 104Nmd1t 60.19mmv 0.95计算小齿轮传递的转矩5 5 4T2 95.5 105 X P/n 2=95.5 X 10 X 3.7818/1440=25.0767 X 10 Nm文献【一】表10-7得： d 1仆 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数Ze 189.6MPa 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 550MPa。(8)设

24、每年工作时间按300天计算9N1 60n2jLH 60 212.72 1 (2 8 300 10) 0.61 10N2 61 10；351 0.17 109(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数H】1Khn1 ?H lim10.95600 MPa570MPaSH 2KHN2 ?H lim20.96550MPa528MPaShh1 H 2549 MPa22)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。K HN 1 0.95; Khn 2 0.96dit cos 60.19 cos140mnt3.435mmm3.435mmnt z厶i17H=

25、2.25m nt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8H=2.25mm(4)计算重合度0.318 dZ1 ta n 0.318 117 tan 140 1.35(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：Khb=1.422;Kfb =1.33;Khe=&a=1.4K KaKvKh9Kh1 0.7 1.41.42 2.18k2.18(6)按实际的载荷系数校正所算得的d166.73mmd1 d1tJkk 60.19 ，2.1816mm 66.73mm(7)计算模数Mnmnd1COS 6673 cos140mm 3.8mmZ1

26、17mn3.8mm4.3.3按齿根弯曲强度设计：J2kT2Y cos2mn Z 2丫 dZ1?YFaYsa：f1)确定计算参数(1)计算载荷系数k2.002K 心心5心1 0.7 1.41.33 2.002(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.87管出昌卅.Z 乙17d Q GdZv118.61(3)计算当量齿数：厶v1 3cos3一0 18.61cos 14Z Z262Zv267.87Zv2 3cos3 片才 0 67.87cos 14计算及说明结果(4)查取齿形系数，由表10-5查得：YFai 2.89;YFa2 2.258(5)查取应力校正系数，由表 10-6得：Ysai 1.558;Ysa2 1.74(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限c FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe2 380MPa.(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数 Kfn1_0.85,Kfn2_0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4K fn 1 fe1 0.85 500f1 FN1 FE1 MPa 303.57MPas 1.4K fn 2 fe2 0.88 380F2 FN2 FE2 MPa 238.