2023年设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器修改.doc

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1、目 录一、传动方案拟定1二、电动机选取12.1、电动机类型和构造形式选取12.2、拟定电动机功率2三、传动装置传动比计算及分派43.1、计算总传动比43.2、分派各级传动比43.3动力参数计算53.4、计算各轴转速53.5、计算各轴功率53.6、计算各轴转矩5四、减速器外传动零件设计带传动设计计算64.1、拟定计算功率Pca64.2、选取V带带型64.3、拟定带轮基准直径，验算带速和减速器输入轴转速误差74.4、拟定V带中心距基准长度74.4.1、拟定中心距74.4.2、计算带所需基准长度74.4.3、计算实际中心距。74.5、验算小带轮包角84.6、计算带根数。84.6.1、计算单根V带额定

2、功率。84.6.2、计算V带根数。84.7、计算单根V带初拉力最小值。84.8、计算压轴力84.9、带轮构造设计94.9.1、小带轮构造设计94.9.2、大带轮构造设计9五、减速器内传动零件设计齿轮传动设计计算105.1、高速级齿轮设计105.1.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数105.1.2、按齿面接触疲劳强度设计105.1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计125.1.4、几何尺寸计算135.2、低速级齿轮设计145.2.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数145.2.2、按齿面接触疲劳强度设计155.2.3、按齿根弯曲疲劳强度设计185.2.4、几何尺寸计算195.2.5、传动比误差计算

3、19六、轴设计计算及强度校核196.1、轴选材及其许用应力拟定196.2、轴最小直径预计196.2.1高速轴最小直径206.2.2、中间轴最小直径206.2.3、低速轴最小直径206.3、减速器转配图工作底图216.4、高速轴构造设计及强度校核226.4.1、轴上零件位置与固定方式拟定226.4.2、各轴段直径和长度拟定236.4.3、按弯扭合成应力校验轴强度236.4.4、滚动轴承校验246.5、中间轴构造设计和强度校核256.5.1、轴上零件位置与固定方式拟定256.5.2、各轴段直径和长度拟定266.5.3、按弯扭合成应力校验轴强度276.5.4、滚动轴承校验2876.6、低速轴构造设计

4、和强度校核286.6.1、轴上零件位置与固定方式拟定286.6.2、各轴段直径和长度拟定286.6.3、按弯扭合成应力校验轴强度296.6.4、滚动轴承校验31七、键选取与强度校核317.1、高速轴外伸端处317.1.1、选取键连接种类与尺寸317.1.2、校核键连接强度317.2、中间轴键选取327.2.1、大齿轮处键连接种类与尺寸327.2.2、小齿轮处键连接种类与尺寸337.3、低速轴外伸端处338.3.1、选取键连接种类与尺寸337.3.2、校核键连接强度337.4、低速轴大齿轮处337.4.1、选取键连接种类与尺寸337.4.2、校核键连接强度34八、设计小结34计 算 及 说 明

5、结 果 第二某些：电动机选取计算（一）、选取电动机类型和构造形式：依照工作规定采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（二）、选取电动机容量电动机所需工作功率为 工作机所需功率为 传动装置总效率为 查表1-10得：传动滚筒效率 ； 滚动轴承传动效率 ； 闭式齿轮传动效率 ； 联轴器传动效率 ； V带传动效率 得传动装置总效率为 滚筒轴工作转速为 计 算 及 说 明 结 果 所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率略不不大于即可由表2-1，Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率为11kW.（三）、拟定电动机转速：按表1-9推荐传动比惯用范畴：V带传动比惯用范畴为二级圆柱齿轮

6、减速器为总传动比范畴为故电动机转速可选范畴为 符合这一范畴同步转速有1500r/min、3000r/min两种。方案对比,如下表所示，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、和价格以及总传动比，可以看出，如为使传动装置构造紧凑，考虑电动机重量和价格，选用方案2效果较好；现选用方案2。选定电动机型号为Y160M-4由表2-3查得： 电动机机座中心高H=160mm 电动机伸出端直径D=42mm 电动机伸出端长度E=110mm 电动机型号为 Y160M-4计 算 及 说 明 结 果电动机数据及总传动比 方案电 动 机型 号额 定 功 率Ped / KW电 机 转 速 n/(r/min)同步转速满载转速1

7、Y160M1-211300029302Y160M-41115001460 第三某些：传动装置运动及动力参数选取和计算（一）传动装置总传动比拟定和分派 1、计算总传动比 2、分派传动装置各级传动比查表1-9，V带传动传动比 减速器传动比 ： 取两极圆柱齿轮减速器高速级传动比 则低速级传动比为 （二）传动装置运动和动力参数计算: 0轴（电机轴）： 计 算 及 说 明 结 果 I轴（高速轴）： 轴（中间轴）： 轴（低速轴）： 轴（滚筒轴）： 计 算 及 说 明 结 果轴名功 率P/kW转 矩T/Nm转速n传动比 i效率0 轴10.1866.6146033.692.6310.960.960.960.9

8、8I 轴9.77191.7486.7II 轴9.38679.14147.78III轴9.011715.7650.15IV 轴8.831681.4950.15 表2 各轴运动动力参数 第四某些：V带设计1、传递功率： 小轮转速 查表5-1，按天天单班制工作，载荷变动较小： 计算功率 2、选取带型： 依照计算功率、小带轮转速由图5-1选用A型 3、拟定带轮基准直径： 由表5-2和图5-1取积极轮直径 由表5-2，取 计 算 及 说 明 结 果验算带速： 带速适当 4、拟定窄V带基准长度和传动中心距： 初步拟定中心距为 计算带所需基准长度： 由表5-3选带基准长度 按式 取 因而中心距变化范畴为39

9、3460mm 计 算 及 说 明 结 果 5、验算小轮包角 积极轮包角适当 6、计算V带根数： 查表5-4和5-5得 由表5-6得 由表5-3得 Z=7=167.53N 因此取 Z=77、计算预紧力： 查表5-7 =500*11.198*（2.5/0.921-1）/8.56*7+0.1*8.562 =167.53N 计 算 及 说 明 结 果8、计算作用轴上压轴力： F0=2247.68N.9、带轮构造设计带轮材料采用HT150。由表5-8查得：现取9.1、小带轮构造设计小带轮采用腹板式。由电动机伸出端直径d=42mm，查表5-9及5-8可得 9.2、大带轮构造设计大带轮采用轮辐式。高速轴伸出

10、端直径d=40mm，查表5-9及5-8可得，取 d12=80mm da2=361mm，故 B2=110mm ，取 L2=80mm ，取 S=25mm 计 算 及 说 明 结 果Z1=35Z2=130U=3.71T1=191.7N1=7.01X108N2=1.88X108第五某些：齿轮传动设计计算1、高速级齿轮设计1.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮，压力角为20。（2）带式输送机为普通工作机器，选用7级精度。（3）材料选取。由表5-20，选取小齿轮材料为45钢，调质解决，齿面硬度250HBW;大齿轮材料为45钢，调质解决，正火解决，齿面硬度200HBW。（4）选小齿

11、轮齿数，大齿轮齿数 。(5)齿数比u=3.711.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即 拟定公式中各参数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递转矩 由表5-26查得齿宽系数； 由表5-25查得材料弹性影响系数。由图5-10d得接触疲劳强度极限 由图5-1C得接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 计 算 及 说 明 结 果 由图5-8查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1，因而 取两者中小作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即 试算小齿轮分度圆直径 d1t102.98mm调节小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前数据准备圆周速度 v=2.62m/s齿宽 b=102.98mm齿

12、宽比 模数 齿高 b/h=15.56 b/h=15.56 计 算 及 说 明 结 果计算实际载荷系数 由表5-21查得使用系数 依照、7级精度，由图5-6查得动载系数查表5-22得齿间载荷分派系数由表5-23用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，则载荷系数为 K=1.5078 按实际载荷系数算得分度圆直径 =108.20mm及相应齿轮模数 m=3.09mm1.3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即 拟定公式中各参数值由图5-9c查得弯曲疲劳强度极限小齿轮=385MPa =385MP 弯曲疲劳强度极限大齿轮=320MPa =320MPa 由图5-7取弯曲疲劳寿命系数=0.8

13、8，=0.95 =0.88，=0.95 计算弯曲疲劳强度。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算载荷系数K 计 算 及 说 明 结 果查表5-24，得齿形系数,由表5-24查得应力修正系数计算2）试算齿轮模数 对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数乘积）关于，可取由弯曲强度算得模数1.97mm并就近圆整为原则值m=2mm(参照表5-27，并考虑到用于传动齿轮模数应取),取按接触疲劳强度算得分 m=2mm度圆。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为 ，取

14、 Z2=201,为了中心距圆整0或5取。1.4、几何尺寸计算（1）计算中心距 ， 计 算 及 说 明 结 果（2）计算大小齿轮分度圆直径 d1=108mm d2=402mm计算齿轮宽度 b =108mm 取。 （5）计算齿顶圆直径 da1=112mm da1=406mm计算齿全高 h=4.5mm（7）计算齿顶高 ha=2mm计算齿根高 hf=2.5mm计算齿根圆直径 df1=103mm df2=397mm2、低速级齿轮设计2.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮，压力角为20。（2）带式输送机为普通工作机器选用7级精度。（3）材料选取。由表5-20，选取小齿轮材料为45

15、钢，调质解决，齿面硬度250HBW;大齿轮材料为45钢，调质解决，正火解决，齿面硬度200HBW。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 计 算 及 说 明 结 果 (5)齿数比u=2.65 u=2.652.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，即 拟定公式中各参数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递转矩 由表5-26查得齿宽系数； 由表5-25查得材料弹性影响系数。 由图5-10d得接触疲劳强度极限 由图5-10C得接触疲劳强度极限 计算应力循环次数 由图5-8查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%、安全系数S=1，因而 取两者中小作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即 计 算 及 说 明 结

16、果 试算小齿轮分度圆直径 d2t161.31mm调节小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前数据准备圆周速度 v=1.25m/s齿宽 b=203.01mm齿宽比模 b/h=8.85 b/h=8.85计算实际载荷系数 由表5-21查得使用系数 依照、7级精度，由图5-6查得动载系数查表5-22得齿间载荷分派系数由表5-23用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，则载荷系数为 K=1.5267 按实际载荷系数算得分度圆直径 d3=170.19mm 计 算 及 说 明 结 果及相应齿轮模数 m=8.51mm2.3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即 拟定公式中各参数值由图5-9c查

17、得弯曲疲劳强度极限小齿轮=385MPa =385MP 弯曲疲劳强度极限大齿轮=320MPa =320MPa 由图5-7取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.95 =0.88=0.95 计算弯曲疲劳强度。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算载荷系数K 查表5-24，得齿形系数,由表5-24查得应力修正系数计算2）试算齿轮模数 计 算 及 说 明 结 果对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿 m=5mm数乘积）关于，可取由弯曲强度算得模数3.01mm并就近圆

18、整为原则值m=5mm(参照表5-27，并考虑到用于传动齿轮模数应取),取按接触疲劳强度算得分度圆。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为 ，取 Z4=112为了中心距圆整0或5取。2.4、传动比误差计算 实际总传动比 29.99 在误差范畴内，合格。2.5、几何尺寸计算（1）计算中心距 ， （2）计算大小齿轮分度圆直径 d3=172mm d4=448mm计算齿轮宽度 b =172mm 取 计 算 及 说 明 结 果（5）计算齿顶圆直径 da3=176mm da1=452mm计算齿全高 h=4.5mm（7）计算齿顶高 ha=2mm 计算齿根高 hf=2.5mm 计算齿根圆直径 df3=167mm

19、 df4=443mm 第六某些：轴与轴承计算1、轴选材及其许用应力拟定因传递功率不大，并对质量及构造尺寸无特殊规定，因此初选轴材料为45钢，调质解决。查表16-1得：轴材料硬度为217255HBW，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。2、轴最小直径预计2.1高速轴最小直径二级齿轮减速器高速轴为转轴，输入端与大带轮连接，因此输入端轴径最小。查表16-2，取，则高速轴最小直径为计 算 及 说 明 结 果考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一种键槽，故将此轴轴径增大5%7%，则 取 。 2.2、中间轴最小直径 查表16-2，取，则高速轴最小直径为 取

20、 。2.3、低速轴最小直径 查表16-2，取，则高速轴最小直径为 考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一种键槽，故将此轴轴径增大5%7%，则 取 。3、减速器转配图工作底图依照轴上零件构造、装配关系、轴向宽度、零件间相对位置和轴承润滑方式等规定，参照表15-1、图15-4、图16-3，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图。其中箱座壁厚查表15-1：，取；箱盖壁厚，取；由，取；，取，故箱体内宽计 算 及 说 明 结 果4、高速轴构造设计及强度校核4.1、轴上零件位置与固定方式拟定高速轴采用齿轮轴。由于轴不长，因此轴承采用两端固定方式。现轴承采用油润滑，可以采用挡油环定位。4.2、各

21、轴段直径和长度拟定（1）各轴段直径拟定：最小直径，安装大带轮外伸轴端，（即大带轮孔径）。 d11=40mm：密封处轴端，依照大带轮轴向定位规定以及定位轴肩高度，并考虑密封圈原则，故取。 d12=50mm该处轴圆周速度 故可选用毡圈油封，由表9-9，选用毡圈50 JB/ZQ 4606-1997。：滚动轴承处轴段考虑轴承拆装以便，因而使现取 d13=55mm考虑到轴承承受是径向力，故选用圆锥滚子轴承轴承。查表6-3选用30211，其基本尺寸为，其安装尺寸为 ：过渡轴段，取 d14=64mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴构造。轴材料和热处理方式均需与小齿轮同样，采用45钢，调质解决。

22、：滚动轴承处轴段，应与右支承相似，故取 d15=55mm（2）各轴段长度拟定：应比大带轮轮毂长度短23mm，故取 L11=78mm：查表15-1：地脚螺钉直径，取M24。轴承旁连接螺钉，取M20。查表15-1得。箱盖与箱座连接螺栓直径，取M12。轴承端盖螺钉 计 算 及 说 明 结 果直径L12=92.4mmL13=21mmL14=336.3mmL15=27mmL1总=549.9mm，取M12， 查表得。查表得轴承端盖凸缘厚度。轴承座宽度 。取端盖和轴承座间调节垫片厚度；为了在不拆卸带轮状况下，以便装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮轮毂端面至轴承座间轴承端盖表面距离，轴承办近箱体内壁一侧至箱体内壁距

23、离则有。 ： ： 因而，高速轴总长4.3、按弯扭合成应力校验轴强度绘制高速轴受力简图如图 所示。小齿轮所受转矩小齿轮所受圆周力 Ft1=2819.12N小齿轮所受径向力 Fr1=1026.08N高速轴两轴承间跨距由上述设计尺寸可得： 两支点支反力： 计 算 及 说 明 结 果 弯矩：处合成弯矩： 高速轴所受转矩：绘制高速轴弯扭矩受力图如附图所示。D1111C1111T1111A1111B1111 计 算 及 说 明 结 果T11111由附图可知，齿轮轴处与处弯矩大小相近，但轴段直径较小，故为危险截面。由于是单向回转轴，因此转矩切应力视为脉动循环应力，取折合系数，危险截面当量弯矩 前已选定积极轴

24、材料为45钢，调质解决，由表16-1查得,因此,安全4.4、滚动轴承校验查表6-3得：圆锥滚子轴承30210基本耳钉动载荷Cr=73.2kN,基本额定静载荷C0=92Kn。预测寿命Lh，=24000h因Fa/Fr不大于e,故X1=X2=0.4，Y1=Y2=0 查表6-14得，当受到轻微冲击时，载荷系数fp=1.4. 由于,因此按照轴承1受力验算，轴承在温度如下工作温度系数，则 故所选轴承满足寿命规定。 计 算 及 说 明 结 果5、中间轴构造设计及强度校核5.1、轴上零件位置与固定方式拟定由于轴不长，因此轴承采用两端固定方式。5.2、各轴段直径和长度拟定（1）各轴段直径拟定：滚动轴承处轴段，查表6-3选用30210，其基本尺寸为，其安装尺寸为 d21=50mmd24：大齿轮处轴段，取d24=60mm d24=60mm：密封处轴端，依照大带轮轴向定位规定以及定位轴肩高度，并考虑密封圈原则，故取。 d23=70mm： 小齿轮处轴段，取d22= d24=60mm.由于df3/2-d22/2-4=49.52.5mn=10故不采用齿轮轴。 d22=60mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴构造。轴材料和热处理方式均需与小齿轮同样，采用45钢，调质解决。：滚动轴承处轴段， d25=50mm （2）各轴段长度拟定： L21=38mmL22： ： ： ： 因