設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

1、一、設計任務書（一）、題目設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器. （二）、原始數(shù)據(jù)運輸機工作軸轉矩T:800N.m運輸帶工作速度V:0.70m/s卷筒直徑D:350mm（三）、工作條件連續(xù)單向運轉，空載啟動，中等沖擊，使用期限為10年,雙班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%。二、傳動方案的分析與擬定（1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉速），且綜合考慮其在結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對本次設計采用展開式二級圓柱齒輪減速器. 。該設計更能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。傳動方案簡圖如下所示對傳動簡圖中各標號零件

2、的說明：1電動機 2-聯(lián)軸器 3二級圓柱齒輪減速器4運輸帶 5-帶筒三、電動機的選擇計算（一）、選擇電動機的類型和結構形式：根據(jù)工作要求采用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。（二）、選擇電動機的容量：按照機械設計課程設計中式（2-4），電動機所需工作功率為：按照機械設計課程設計中式（2-1）計算結果計 算 結 果工作機所需功率為：傳動裝置的總效率為：=0.825所需電動機效率為：因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表16-1Y系列電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為3.90kw。（三）、確定電動機的轉速按照機械設計課程設計中式（2-3）卷筒軸工作轉速

3、V帶傳動比二級圓柱齒輪減速器為;則總傳動比的范圍為, 故電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有1000r/min、1500r/min, 3000r/min三種。方案對比：如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和價格以及總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結構緊湊，選用方案1效果較好；如考慮電動機重量和價格，則應選用方案2?，F(xiàn)選用方案2。選定電動機的型號為Y132M-4電動機數(shù)據(jù)及總傳動比：方案電 動 機型 號額 定 功 率Ped / KW電 機 轉 速 n/(r/min)同步轉速滿載轉速1Y132S2-27.5300029202Y132M-47.5150014403Y160M

4、-67.51000970四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算（一）、傳動裝置總傳動比的確定和分配1、傳動裝置總傳動比其中，為選定的電動機的滿載轉速2、分配傳動裝置各級傳動比減速器的傳動比為取兩級圓錐-圓柱齒輪減速器高速級的傳動比則低速級的傳動比 (二)、傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算1、0軸（電機軸）：2、1軸（高速軸）3、2軸（中間軸）4、3軸（低速軸）5、4軸（滾筒軸）6、說明13軸的輸入功率或輸出轉矩，分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘軸承效率0.997、將運動和動力參數(shù)的計算結果加以總結，列出表格如下所示各軸運動和動力參數(shù)軸 名功 率 P / KW轉 矩 T/（N · m）轉

5、 速n/(r/min)傳動比i效率輸 入輸 出輸 入輸 出電機軸3.9042.84144034.253.0310960960960. 98 1 軸3.743.5974.4171.43 480 2 軸3.703.55312.87300.36112.94 3 軸3.553.41909.64873.2537.27卷筒軸3.483.41869.54852.1537.27五、傳動零件的設計計算-減速箱內(nèi)傳動零件設計（一）、圓柱齒輪傳動：1、選擇材料，確定許用應力由機械設計表10-1得，小齒輪用40cr表面淬火，硬度為48-55HRC，取為55；大齒輪用45鋼表面淬火，硬度為40-50HRC，取為45。小

6、齒輪許用接觸應力=0.825Y132M-4Y112M-6計 算 結 果大齒輪許用接觸應力小齒輪許用彎曲應力大齒輪許用彎曲應力 2、齒面接觸疲勞強度設計(1)、選擇齒數(shù)通常,取, (2)、小齒輪傳遞的T1 (3)、選擇齒寬系數(shù)由于齒輪為非對稱分布，且為硬齒面，所以取d =0.5(4)、確定載荷系數(shù)KK=1.31.6，由于齒輪為非對稱布置，所以取K=1.5(5)、計算法面膜數(shù)： 一般，取，當量齒數(shù),齒型系數(shù)由1表9-7查的,取，取一般,取,當量齒數(shù),齒型系數(shù)由機械設計查圖10-17的，取 取(6) 、齒輪幾何尺寸的計算確定中心距 取,計 算 結 果計算角 分度圓 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取取

7、齒面接觸疲勞強度校核 滿足強度要求 滿足強度要求 滿足強度要求 滿足強度要求驗證速度誤差 由表19-8取10級精度齒輪設計滿足工作要求(二)、高速級普通V帶傳動的設計計算1、確定設計功率由機械設計查表10-2，已知根據(jù)1式（8-15）設計功率為：2、選定帶型根據(jù)機械設計表8-1確定為A型V帶3、小帶輪和大帶輪基準直徑取小帶輪基準直徑， 則大帶輪基準直徑 取4、驗算帶速根據(jù)機械設計式（8-13），帶速v為帶速太高則離心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力下降；帶速太低，在傳遞相同功率時，則要求有效拉力Fe過大，所需帶的根數(shù)較多，載荷分布不均勻，則一般帶速在5-25m/s范圍內(nèi)，符合要求。5、

8、初定中心距 中心距過大，則結構尺寸大，易引起帶的顫動；中心距過小，在單位時間內(nèi)帶的繞轉次數(shù)會增加，導致帶的疲勞壽命或傳動能力降低。中心距a直接關系到傳動尺寸和帶在單位時間內(nèi)的繞轉次數(shù)。根據(jù)機械設計式（8-20），中心距為：取6、初算帶基準長度根據(jù)1式（7-14），帶的基準長度為=由機械設計式（8-2）選取標準基準長度7、實際中心距由機械設計式（8-23），實際中心距a為考慮到安裝，調(diào)整和補償張緊的需要，實際中心距允許有一定變動。取a=520mm8、驗算小帶輪包角由機械設計式（8-25），小帶輪包角為故小帶輪包角，符合要求9、V帶根數(shù)由機械設計式（8-26）V帶根數(shù)Z為： 取所以根 取根。10、

9、單根V帶張緊力初拉力Fo過小，傳動能力小，易出現(xiàn)打滑；初拉力Fo過大，則帶的壽命低，對軸及軸承的壓力大，一般認為，既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶壽命的單根V帶的初拉力由機械設計式（8-27），單根V帶的張緊力為： 由機械設計表8-3查得a=520mmZ=5計 算 結 果故11、作用在軸上的壓力由機械設計式（8-31），帶作用在V帶上的壓力為：六、軸的計算(一)、初步計算軸的最小直徑A、高速軸設計1、選擇軸的材料45號剛調(diào)質處理2、軸徑的初步計算 確定A值45號剛，A=103126,因為為減速器的高速軸，所以A取較大值 A=120 初步計算直徑 取d=35mmB、中間軸設計1、選擇軸的材料45

10、號鋼調(diào)質處理2、軸徑的初步計算 確定A值45號鋼，A=103126因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即A=105 初步計算直徑 考慮鍵槽(兩個)對軸強度削弱的影響，應將直徑加大7% 取d2 =50 mmC、低速軸設計1、選擇軸的材料45號剛鋼調(diào)質處理2、軸徑的初步計算： 確定A值45號鋼，A=103126因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即A=105 初步計算直徑 考慮鍵槽對軸強度削弱的影響，應將直徑加大3% 取d2 =60 mm（二）、選擇滾動軸承及聯(lián)軸器1、角接觸球軸承因為是斜齒齒輪傳動，所以角接觸球接觸軸承。初步選定三軸軸承分別為7208C、7210C、7212C D1=35mm

11、 D2=50mm D3=60mm選用軸承7208C、7210C、7212c2、聯(lián)軸器a、選聯(lián)軸器類型運輸機的安裝精度一般不高，易用撓性聯(lián)軸器，輸出端轉速低，動載荷小，轉矩較大，選用結構簡單、制造容易、具有微量補償兩軸線偏移和緩沖吸振能力彈性柱銷聯(lián)軸器。b、輸出軸端聯(lián)軸器的選擇計算i)計算轉矩T=848.02N由機械設計表14-1查取工況系數(shù)K=1.5c、選擇型號由P141查得HL2型型號公稱直徑Nm許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmHL231556003062（三）、輸出軸的校核計算1、畫出軸的結構簡圖，確定軸上的作用力主動輪上的轉矩為T=909.64N·m作用在齒輪上的圓周

12、力,徑向力,軸向力分別為 2、作水平面內(nèi)的彎矩圖支承反力： 截面C處的彎矩：3、作垂直面內(nèi)的彎矩圖支承反力： 截面的彎矩：左側右側4、作合成彎矩M圖截面C左側的合成彎矩： 截面C右側的合成彎矩：5、作轉矩T圖 T=899.77N·m6、作當量彎矩Me圖, 因單向傳動，轉矩可認為按脈動循環(huán)變化，所以應力校正系數(shù)取 危險截面C處的當量彎矩7、校核危險截面軸徑在結構設計草圖中，此處軸徑為65mm，故強度足夠。（四）、軸承的校核低速軸1、滾動軸承的選擇7212C型，軸承采用正裝2、驗算滾動軸承壽命（1）確定Cr由表11-4查得7212C型軸承基本額定動載荷 基本額定靜載荷 （2）計算值，并確

13、定e值由表12-12查得0.0580.087e0.430.46用線性插值法確定e值 e0.432，（3）計算內(nèi)部軸向力已知 ：， ， 則： （4）計算軸承所受的軸向載荷因為此時整個軸有向左移動的趨勢，所以軸承1被“壓緊”，而軸承2被“放松”（5）計算當量動載荷Pr軸承1： 查表12-12得：軸承2： 查表12-12得：，軸承1危險（6）驗算軸承壽命因為軸承1比軸承2危險,所以在此只校核軸承1,若其壽命滿足工作要求,則低速軸所選軸承合適.1）選擇溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命指數(shù)認為軸承的工作溫度t 120°, 所以工作時有輕微沖擊，取對于球軸承，2）預期壽命雙班制工作，使用期限為10年，

14、3）計算軸承1壽命所以所選軸承滿足壽命要求。七、鍵連接的強度校核（一）中間軸從動輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)及該軸段長度，取鍵長2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動由表14-2查得許用應力取 故采用雙鍵，按布置，按1.5個鍵計算強度符合要求。（二）低速軸齒輪段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根據(jù)及該軸段長度，取鍵長2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動由表14-2查得許用應力取故采用雙鍵，按布置，按1.5個鍵計算強度符合要求。（三）低速軸聯(lián)軸器段1、選擇鍵連接的類型及尺寸選用圓頭普通平鍵（A型）根

15、據(jù)及該軸段長度，取鍵長2、校核強度鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動由表14-2查得許用應力取強度符合要求。八、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇（一）齒輪的潤滑1、潤滑方式 閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。v 12m/s，采用浸油潤滑2、浸油深度對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不超過10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3，即1/3×194.97 = 65.0 mm3、油池深度大齒輪頂圓距油池底面距離h>3050mm，避免齒輪旋轉激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。4、油量二級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為：L=2

16、15;（0.350.7）升=（0.71.4）升（二）軸承的潤滑方法及浸油密封1、潤滑方式高速級： 查表3-4，采用脂潤滑 中間級： 查表3-4，采用脂潤滑 低速級： 查表3-4，采用脂潤滑 2、密封類型：采用擋油環(huán)（三）軸外伸處的密封設計1、類型采用氈圈油封，適用于脂潤滑及轉速不高的稀油潤滑。2、型號低速軸：氈圈45JB/ZQ4606-86高速軸：氈圈30JB/ZQ4606-86（四）箱體為保證密封，箱體剖分面處的聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接螺栓的間距亦不應過大，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。但這

17、種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面間涂密封膠。（五）通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利，因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設置通氣器，使箱體內(nèi)的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內(nèi)外壓力相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。選擇材料為Q235的M18×1.5通氣器，這種通氣器結構簡單適用于比較清潔的場合。（六）放油孔螺塞與油面指示器為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞基封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用皮封油圈，材料為工業(yè)用革。螺塞直徑約為箱體壁厚的2-3倍，選用18mm。設計放油螺塞在箱體底面

18、的最低處，并將箱體的內(nèi)底面設計向成孔方向傾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。選擇螺塞M18×1.5JB/ZQ4450-86。箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持向內(nèi)正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油標內(nèi)桿與箱體內(nèi)壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內(nèi)的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。選擇桿式油標M12。九、箱體設計（一）結構設計及其工藝性采用鑄造的

19、方法制造，應考慮到加工時應注意的問題，例如壁厚應均勻，過度平緩，外形簡單，考慮到金屬的流動性，避免縮孔、氣孔的出現(xiàn)，壁厚要求8，鑄造圓角要求，還要考慮到箱體沿起模方向應有1：20的起模斜度，以便方便起模。要保證箱體有足夠的剛度，同時要保證質量不會過大，因為初始設計時此減速器各個零件都較大，綜合考慮壁厚取10mm，并在軸承座附近加支撐肋，選用外肋結構。另外，為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，但不得不與軸承端蓋聯(lián)接螺釘?shù)穆葆斂赘缮妫瑸榇溯S承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。凸臺高度取40mm。箱蓋、箱座的聯(lián)接凸緣及箱座底凸緣應有足夠的剛度。設

20、計箱體結構形狀時還應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的調(diào)整次數(shù)，保證同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。各軸承座外端面應位于同一平面，箱體兩側應對稱，便于加工檢驗。盡量減少加工面積，螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑，結構設計滿足連接和裝配要求，螺紋連接處留出足夠的扳手空間等等。（二）附件結構的設計要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。為了拆卸及搬運減速器，在箱蓋上裝有吊耳，可直接在箱蓋上鑄出；在箱座兩端凸緣下面直接鑄出吊鉤，用于調(diào)運整臺減速器。游標的設計主要以可以方便裝拆為設計準則，注意使箱座油標的傾斜位置便于加工和使用。游標的作用是保持向內(nèi)正常的油量。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。窺視孔的設計應保證可以看到兩齒輪的嚙合點，以便觀察工作是否正常。通氣器選M18，通氣器作用降低箱體內(nèi)壓力，自由排氣，保證減速器正常運行。放油孔設在油池的的最低位置處