帶式運輸機二級圓柱齒輪減速器設計說明書

1、帶式運輸機二級圓柱齒輪減速器設計說明書任務說明目錄一，設計題目3二，傳動裝置總體設計方案4三，電動機的選擇6四，計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)8五，減速器高速級齒輪傳動設計計算9六，減速器低速級齒輪傳動設計計算13七，軸的設計17八，滾動軸承壽命校核31九，鍵聯(lián)接設計計算34十，聯(lián)軸器的選擇37十一，減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸37十二，減速器的密封與潤滑39十三，設計心得40一，設計題目1，設計任務帶式運輸機傳動裝置的設計方案帶式運輸機工作原理-已知條件工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；使用折舊期：8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修

2、；動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；運輸帶速度允許誤差：±5%；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設計數(shù)據(jù)序號12345678910運輸帶工作壓力F/N1500220023002500260028003300400045004800運輸帶工作速度m/s1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直徑D/mm220240300400220350350400400500注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮二，傳動裝置總體設計方案2，傳動方案方案一：減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器。優(yōu)點：維護方便，環(huán)境適應性好，傳動效率高

3、，成本中等。缺點：寬度尺寸大。方案二優(yōu)點：有過載保護功能，吸壓減震。傳動平穩(wěn)。缺點：帶的壽命較低，需要定時更換，環(huán)境適應性差。方案三優(yōu)點：寬度尺寸小，工作壽命中等。缺點：傳動效率低，成本高，連續(xù)工作性能一般。名稱計算及其設計過程結(jié)果電動機的選擇傳動比的分配三，電動機的選擇按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。聯(lián)軸器的效率：1=0.99一對滾動軸承的效率：2=0.99閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0.98工作機效率：w=0.97故傳動裝置的總效率工作機所需功率為電動機所需額定功率:工作轉(zhuǎn)速：經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8-40因此理論

4、傳動比范圍為：8-40?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8-40)×95.54=764-3822r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y112M-6的三相異步電動機，額定功率Pen=2.2kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=940r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。總傳動比：高速級傳動比則低速級的傳動比減速器總傳動比電動機輸出參數(shù)高速軸的參數(shù)中間軸的參數(shù)低速軸的參數(shù)滾筒軸的參數(shù)整理如下表四，計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù) 軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nmm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率軸1.8618896.819403.640.97軸1

5、.866565.99258.242.70.97軸1.75174926.7395.54選精度等級、材料及齒數(shù)按齒面接觸疲勞強度設計確定傳動尺寸校核齒根彎曲疲勞強度五，減速器高速級齒輪傳動設計計算由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(常化)，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3.64=88。實際傳動比i=3.667壓力角=20°。由式試算小齒輪分度圓直徑確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計算接

6、觸疲勞許用應力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應力循環(huán)次數(shù)由圖查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=494MPa試算小齒輪分度圓直徑調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度齒寬b計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1查圖得動載系數(shù)Kv=1.085齒輪的圓周力。查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.431實際載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑確定模數(shù)計算中心距計算小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬取B1=55mm B2=50mm齒根彎曲疲勞強度條件為

7、 K、T、m和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：查表得：查圖得重合度系數(shù)Y=0.686查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力故彎曲強度足夠。選精度等級、材料及齒數(shù)按齒面接觸疲勞強度設計確定傳動尺寸校核齒根彎曲疲勞強度高速軸設計計算彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核六，減速器低速級齒輪傳動設計計算由選擇小齒輪45(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，大齒輪45(正火(?；?，硬度為190HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×2.7=65。實際傳動比i=2.708壓力角=2

8、0°。由式試算小齒輪分度圓直徑，即確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3查表選取齒寬系數(shù)d=1由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa計算接觸疲勞許用應力H由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：計算應力循環(huán)次數(shù)由圖查取接觸疲勞系數(shù)：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=527MPa試算小齒輪分度圓直徑調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度齒寬b計算實際載荷系數(shù)KH查表得使用系數(shù)KA=1查圖得動載系數(shù)Kv=1.064齒輪的圓周力。查表得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1

9、.4查表得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.442實際載荷系數(shù)為按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑確定模數(shù)計算中心距計算小、大齒輪的分度圓直徑計算齒寬取B1=80mm B2=75mm齒根彎曲疲勞強度條件為1） K、T、m和d1同前齒寬b=b2=75齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：查表得：查圖得重合度系數(shù)Y=0.691查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:由圖查取彎曲疲勞系數(shù)：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力故彎曲強度足夠。七，軸的設計已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=940r/min；功率P=1.86kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=18896.81Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表

10、選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，許用彎曲應力為=60MPa按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%查表可知標準軸孔直徑為25mm故取dmin=25設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝聯(lián)軸器，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=45mm；定位軸肩直徑為30mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固

11、定。b.確定各軸段的直徑和長度。外傳動件到軸承透蓋端面距離K=20mm軸承端蓋厚度e=10mm調(diào)整墊片厚度t=2mm箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=5mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=25mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=30mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=35mm，選取軸承型號為深溝球軸承6207 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6207軸承安裝要求da=42mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=42mm。 d5：齒輪處軸段，由于小

12、齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=42mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=35mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，選取L1=60mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=67mm。 L3：由滾動軸承寬度確定，選取L3=15mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=107.5mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=55mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=15mm。 L7：由滾動軸承寬度確定，選取L7=17mm。軸段1234567直徑(mm

13、)25303542524235長度(mm)606715107.5551517畫高速軸的受力圖如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖計算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力齒輪1所受的徑向力第一段軸中點到軸承中點距離La=105mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=143mm，齒輪中點到軸承中點距離Lc=50.5mm繪制水平面彎矩圖在垂直平面上：合成彎矩，有：轉(zhuǎn)矩和扭矩圖截面B處當量彎矩：截面C處當量彎矩：截面D處當量彎矩：.畫彎矩圖彎矩圖如圖所示：中間軸設計計算彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核低速軸設計計算彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核按彎扭合成強度校核軸的強度取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為查表得45，調(diào)

14、質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=258.24r/min；功率P=1.8kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=66565.99Nmm、軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa、按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=115。由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=25mm確定各段軸直徑 d1：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=25mm，選取軸承型號為深溝球軸承6

15、205 d2：過渡軸段，故選取d2=30mm。 d3：軸肩段，故選取d3=40mm。 d4：過渡軸段，故選取d4=30mm。 d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=25mm。各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L1=32mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=78mm。 L3：軸肩段，取L3=15mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L4=48mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L5=34.5mm。軸段12345直徑(mm)253040

16、3025長度(mm)3278154834.5 計算作用在軸上的力軸承中點到低速級小齒輪中點距離La=64mm，低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離Lb=80mm，高速級大齒輪中點到軸承中點距離Lc=51.5mm繪制水平面彎矩圖繪制垂直面彎矩圖扭矩：繪制當量彎矩圖校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應力為剪切應力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=95.

17、54r/min；功率P=1.75kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=174926.73Nmm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=112。由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表可知標準軸孔直徑為32mm故取dmin=32軸輸出端選用A型鍵，b×h=10×8mm(GB/T 1096-2003)，長L=63mm；定位軸肩直徑為37mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。各軸段直徑的確定 d

18、1：用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=32mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=37mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=40mm，選取軸承型號為深溝球軸承6208 d4：考慮軸承安裝的要求，查得6208軸承安裝要求da=47mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=47mm。 d5：軸肩，故選取d5=62mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=47mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=40mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)

19、格確定，選取L1=80mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關系等確定，取L2=66mm。 L3：由滾動軸承寬度確定，選取L3=18mm。 L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=80mm。 L5：軸肩，選取L5=10mm。 L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=73mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離確定，選取L7=37.5mm。軸段1234567直徑(mm)32374047624740長度(mm)80661880107337.5齒輪4所受的圓周力齒輪4所受的徑向力第一段軸中點到軸承中點距離Lc=65mm，軸承中點到

20、齒輪中點距離Lb=135.5mm，齒輪中點到軸承中點距離La=115mm大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：截面A處合成彎矩彎矩：合成彎矩，大齒輪所在截面C處合成彎矩為轉(zhuǎn)矩為：截面A處當量彎矩：截面C處當量彎矩：截面D處當量彎矩：校核軸的強度其抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎曲應力為剪切應力為取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為查表得45，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。高速軸上的軸承校核中間軸上的軸承校核低速軸上的軸承校核八，滾動軸承壽命校核軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本

21、額定動載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm由于減速器為直齒輪減速器，不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=23360h。查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1由此可知該軸承的工作壽命足夠。軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620525521514根據(jù)前面的計算，選用6205深溝球軸承，內(nèi)徑d=25mm，外徑D=52mm，寬度B=15mm由于減速器為直齒輪減速器，不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷

22、Cr=14kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=23360h。查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1由此可知該軸承的工作壽命足夠。軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)620840801829.5根據(jù)前面的計算，選用6208深溝球軸承，內(nèi)徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm由于減速器為直齒輪減速器，不存在軸向載荷軸承基本額定動載荷Cr=29.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=23360h。查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1由此可知該軸承的工作壽命足夠。高速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接中速

23、軸與齒輪2配合處的鍵連接中速軸與齒輪3配合處的鍵連接低速軸與齒輪4配合處的鍵連接9.5低速軸與聯(lián)軸器配合處的鍵連接九，鍵聯(lián)接設計計算高速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長45mm。鍵的工作長度 l=L-b=37mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力 中速軸與齒輪2配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=55mm齒輪2材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=1

24、20MPa。鍵連接工作面的擠壓應力中速軸與齒輪3配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長36mm。鍵的工作長度 l=L-b=28mm齒輪3材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力低速軸與齒輪4配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=42mm齒輪4材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力低速軸與聯(lián)軸器配合處選用A型普通平鍵，查表得b×h=1

25、0mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b=53mm聯(lián)軸器材料為鋼，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力高速軸上聯(lián)軸器低速軸上聯(lián)軸器十，聯(lián)軸器的選擇計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=24.57Nmm選擇聯(lián)軸器的型號選GY3凸緣聯(lián)軸器（GB/T5843-2003），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=112Nm，許用轉(zhuǎn)速n=9500r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=28mm，軸孔長度L1=62mm。從動端孔直徑d=25mm，軸孔長度L1=62mm。 Tc=24.57Nm<Tn=112Nm n=

26、940r/min<n=9500r/min計算載荷由表查得載荷系數(shù)K=1.3計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=227.4Nmm選擇聯(lián)軸器的型號選LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=3800r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=32mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=35mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=227.4Nm<Tn=250Nm n=95.54r/min<n=3800r/min十一，減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚0.025a+388mm箱蓋壁厚10.02a+388mm箱蓋凸緣厚度b11.5112mm箱座凸緣厚度b1.512mm箱座底凸緣厚度b22.520mm軸承旁連接螺栓直徑d10.75dfM16蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6)dfM10軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40