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 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.数据表运输带工作拉力F

2、/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 8

3、4.1.1V 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 154.3.2按齿面强度设计 154.3.3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

4、器箱体与附件的设计 27 第七章 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

5、上分布的 不均匀，因此，轴应设计的具有较大的刚度，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

6、等等。同时，我们还要选取其它附属部件，如键、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Y 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

7、.1kww 1000 1000设： 轴 一对流滚动轴承效率。 轴 =0.99Pw 3.1kw计算及说明结果结果计算及说明i011,i12 4.75,i 23 3.66,i4 13.3 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n01440r min p0 3.6kwT09550 p0 9550 3.6 23.87N ?mn0 14401轴减速器中间轴n1n00 1440r min p1 p0 01 3.6 0.99 3.59kwi01T1T0i01 01 23.87 1 0.99 23.63N ?m2轴减速器中间轴n1 1440n21 303r min

8、p2 p1 12 3.59 0.9603 3.44kwi12 4.75 2 1 12T2T1i12 12 23.63 4.75 0.9603 0.97 104.52N ?m3轴减速器低速轴n3n2 3032 82.79r mini23 3.66p3p2 23 3.44 0. 9603 3. 31kwT3T2i23 23 104.52 3.66 0.9603 368.50N ?m4轴工作机 n4 n3 82.79 r minp4p3 34 3.31 0.9801 3.24kw计算及说明结果T4 T3i34 34 368 1 0.9801 360N ?m2）基准长度：对于 A 型 V 带选用 Ld

9、 2500mm6、验算小轮上的包角 1 ：57.3由 1 180 (dd 2 dd1)a57.3得 1 180 (375 125) 163.089 120 得 1 847.085小轮合适主动轮上的包角合适。7、计算 V 带的根数 z ：Pca K APzPr (P0 P0 )K KL1) nm 1440r / min ， dd1 90mm 查机械设计基础表13-3 得： P0 1.064kw ；2)nm 1440 r / 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 型查表得： K

10、 L 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 F0 (初拉力)：根据带型 A 型查机械设计基础表 13-1得： q 0.1kg / mF 0 500 Pca 2.5 1 qv 2zv k4.056 2.5 2500 1 0.1 6.78224 6.782 0.95127N9、计算作用在轴上的压轴力 FQ ：FQ 2ZF0 sin 12163.682 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）Ad d1 9

11、0 dd2 26531800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

12、材料硬差为 40HBS。4）选取小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数： Z2=iZ1=4.7517=79.75 取 Z2=80。5）选取螺旋角。初螺旋角为 =1404.2.2 按齿面强度设计即：d1t 3 2ktT1 ?u （ZHZE） 1t d a u H4）计算小齿轮传递的转矩T1 95.5 105 P1/n 1=95.51053.59/1440=2.5 104Nm计算及说明结果(5) 文献【一】表10-7 得：d1(6) 文献【一】表10-6 得：材料弹性影响系数 ZE 189.6MPa(7)由 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600 MPa ；大齿轮的疲

13、劳强度极限Hlim 2 550 MPa 。(8)设每年工作时间按 300 天计算N1 60n1jL H 60 970 1 (2 8 300 10) 2.7965109N2 2.7965 109 0.61 1094.56(9)由文献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.91;K HN2 0.95(10)疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，安全系数为 S=1。K HN1 ? H lim1SK HN2 ? Hlim 2S H 1 H 22H 1H 2H2)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t0.9 600MPa 540MPa0.95 550MPa 465.02MPa502.51MPa

14、d1t3 2 1.6 2.5 1034.75 11 1.5954.752.433 189.8)2531.25 )35.83mmd1t35.83m(2)计算圆周的速度：d1tn135.83 14402.760 100060 10002.7(3)计算齿宽 b 及模数mntb dd1t 1 35.83mm 35.83mmmntd1t cos 35.83 cos140 2.045mmmnt2.045mZ117计算及说明结果H=2.25m nt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度0.318 d Z1tan 0.318 1 17 tan140 1.35(5)计算载荷系数

15、 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： K H =1.41;K F=1.3;K Ha=KFa=1.4K K AKV KHa KH 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 3 kk 35.83 3 2.171.6mm 39.66mmd1 39.66mm(7)计算模数 Mnd1 cos 39.66 cos140mn mm 2.26mmn Z1 17mn 2.26mm4.2.3 按齿根弯曲强度设计： mn 3 2kT1Y 2cos ? YFaYSan dZ12 F 1)确定

16、计算参数(1)计算载荷系数K K AKVK HaKF 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 171(3)计算当量齿数： Zv1 3 3 0 18.61cos cos 14Z2 80Zv1 18.61mmZv2 32 3 0 87.58v1cos 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 FE1=5

17、00MPa计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2380 MPa .(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 1.4K FN1 FE1 0.85 500 FN1 FE1 MPa303.57MPaF1F 1 s 1.4K FN 2 FE2 0.88 380238.86MPa FN 2 FE2 MPaF2F 2 s 1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa1 2.97 1.52Fa1 Sa1 0.01487 F 1 303.57YFa2 ySa2 2.22 1.77大齿轮的数值大

18、F 2 238.86)设计计算2 2.002 2.5 104 0.8920 cos 14mn1.44mmmn 3 20.01645mm 1.44mmn 1 172 1.595对比计算结果，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 d1=39.66mm 来计算应有的齿数。于是由Z d1 cos 66.62 cos14025.86 取 Z1 19Z1mn 2.5Z119则 Z2 Z1i12 19 4.75 91Z2913)几何尺寸计算)计算中心距 a (Z

19、1 Z2)mn(19 91) 2 1132cos2 cos14 0a113mm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(Z1arccos2aZ2 )mn arccos(19 91) 2 13.2302 185因 值改变不多 ，故参数 a1,K ,ZH等不必修正）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 Z1mncos19 2 0 39mm d 2 cos13.230 2Z2mn cos91 20 187mmcos13.230）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、选定齿轮类型、精度等级

20、、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 Z1=17，大齿轮齿数： 取 Z2=62。5）选取螺旋角。初螺旋角为 =1404.3.2 按齿面强度设计7 级精度（ GB10095-88）40C（r 调质），硬度为 280HBS，Z2=iZ1=3.6617=62即： d1t 32ktT1 ?u 1(ZH ZE )2 d a u H2） 确定公式内的各计算数值（1）（2）试选 K t=1.6由文献【一】图 10-30 得 ZH=2.4333）由文献【一】图 1

21、0-30 得：a1 0.725; a2 0.89 a a1 a2 1.61513.230d1 39mm d 2 187mm B1 70mmB2 65mmT1425.0767 104 Nmd1t 60.19mmv 0.95ms(4)计算小齿轮传递的转矩5 5 4T2 95.5 105 P2/n 2=95.51053.7818/1440=25.0767 104Nm(5)文献【一】表 10-7 得： d 11(6)文献【一】表 10-6 得：材料弹性影响系数 ZE 189.6MPa 2(7)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

22、疲劳强度极限 Hlim 2 550MPa 。(8)设每年工作时间按 300 天计算9N1 60n2 jL H 60 212.72 1 (2 8 300 10) 0.61 109N2 0.61 10 3.51 0.17 109(9)由文献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.95; K HN 2 0.96d1t cos 60.19 cos140mnt3.435mmm3.435mmnt Z117H=2.25m nt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8H=2.25mm(4)计算重合度0.318 d Z1tan 0.318 117 tan140 1.35(5)计算载荷

23、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： KH=1.422;KF=1.33;K Ha=KFa=1.4K KAKV KHa KH1 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 d1t 3 kk 60.19 3 2.181.6mm 66.73mm(7)计算模数 Mnmnd1cos 66.73 cos140 mm 3.8mmZ1 17mn3.8mm4.3.3 按齿根弯曲强度设计：2kT2Y cos2mn 3 dZ12dZ1?YFaYSa ? F 1)确定计算参数(1)计算载荷系数K

24、2.002K K AKV K HaK F1 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 0.87Z Z117Zv118.61(3)计算当量齿数：v1 3cos3 0 18.61 cos 14Z Z262Zv267.87Zv2 3 cos3 0 67.87 cos 14计算及说明结果(4)查取齿形系数，由表 10-5 查得： YFa1 2.89;YFa2 2.258(5)查取应力校正系数，由表 10-6得： YSa1 1.558;Ysa2 1.74(6)由图 10-20C 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa 大齿轮的弯曲疲

25、劳强度极限 FE2 380 MPa .(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 1.4K FN1 FE1 0.85 500 F 1 FN1 FE1 MPa 303.57MPaF 1 s 1.4K FN 2 FE2 0.88 380 F 2 FN 2 FE2 MPa 238.86MPas 1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa1 2.882 1.532 0.01464 F 1 303.57YFa2 ySa2 2.260 1.720 0.01644 大齿轮的数值大 F 2 238.86)设计计算3 2 2.002 114.39 103 0.87 cos2 14 0mn 3 0.016