带式运输机二级圆柱齿轮减速器设计说明书

带式运输机二级圆柱齿轮减速器设计说明书任务说明目录一，设计题目.............................................................2二，传动装置总体设计方案.......................................3三，电动机的选择......................................................5四，计算传动装置运动学和动力学参数....................6五，减速器高速级齿轮传动设计计算.......................7六，减速器低速级齿轮传动设计计算.....................12七，轴的设计...........................................................15八，滚动轴承寿命校核............................................29九，键联接设计计算................................................31十，联轴器的选择....................................................33十一，减速器箱体结构尺寸.....................................34十二，减速器的密封与润滑.....................................36十三，设计心得.......................................................37一，设计题目1，设计任务带式运输机传动装置的设计方案带式运输机工作原理-已知条件工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据序号12345678910运输带工作压力F/N1500220023002500260028003300400045004800运输带工作速度m/s1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直径D/mm220240300400220350350400400500注：运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑二，传动装置总体设计方案2，传动方案方案一：减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。优点：维护方便，环境适应性好，传动效率高，成本中等。缺点：宽度尺寸大。方案二优点：有过载保护功能，吸压减震。传动平稳。缺点：带的寿命较低，需要定时更换，环境适应性差。方案三优点：宽度尺寸小，工作寿命中等。缺点：传动效率低，成本高，连续工作性能一般。名称计算及其设计过程结果电动机的选择三，电动机的选择按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：8--40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8--40)×95.54=764--3822r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-6的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=940r/min，同步转速为nt=1000r/min。总传动比：传动比的分配高速级传动比则低速级的传动比减速器总传动比电动机输出参数高速轴Ⅰ的参数中间轴Ⅱ的参数四，计算传动装置运动学和动力学参数低速轴Ⅲ的参数滚筒轴的参数整理如下表轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率ηⅠ轴1.8618896.819403.640.97Ⅱ轴1.866565.99258.242.70.97Ⅲ轴1.75174926.7395.54选精度等级、材料及齿数五，减速器高速级齿轮传动设计计算由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3.64=88。按齿面接触疲劳强度设计实际传动比i=3.667压力角α=20°。由式试算小齿轮分度圆直径确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3查表选取齿宽系数φd=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=494MPa试算小齿轮分度圆直径调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度ν齿宽b计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.085齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.431实际载荷系数为按实际载荷系数算得的分度圆直径确定模数确定传动尺寸计算中心距计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽取B1=55mmB2=50mm齿根弯曲疲劳强度条件为K、T、m和d1同前齿宽b=b2=50齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：查图得重合度系数Yε=0.686查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力校核齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够。选精度等级、材料及齿数按齿面接触疲劳强度设计六，减速器低速级齿轮传动设计计算由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×2.7=65。实际传动比i=2.708压力角α=20°。由式试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3查表选取齿宽系数φd=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=527MPa试算小齿轮分度圆直径调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度ν齿宽b计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.064齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.442实际载荷系数为确定传动尺寸按实际载荷系数算得的分度圆直径确定模数计算中心距计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽取B1=80mmB2=75mm齿根弯曲疲劳强度条件为1）K、T、m和d1同前齿宽b=b2=75齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：校核齿根弯曲疲劳强度查图得重合度系数Yε=0.691查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。七，轴的设计已经确定的运动学和动力学参数转速n=940r/min；功率P=1.86kW；轴所传递的转矩T=18896.81N•mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为240HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。高速轴设计计算由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度△t=2mm箱体内壁到轴承端面距离△=5mm各轴段直径的确定d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=25mm。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207d4：考虑轴承安装的要求，查得6207轴承安装要求da=42mm，根据轴承安装尺寸选择d4=42mm。d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=42mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=60mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=67mm。L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=15mm。L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=107.5mm。L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=55mm。L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=15mm。L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=17mm。轴段1234567直径(mm)25303542524235长度(mm)606715107.5551517画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图弯曲-扭转组合强度校核计算作用在轴上的力齿轮1所受的圆周力齿轮1所受的径向力第一段轴中点到轴承中点距离La=105mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=143mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=50.5mm绘制水平面弯矩图在垂直平面上：：合成弯矩，有：转矩和扭矩图截面B处当量弯矩：截面C处当量弯矩：截面D处当量弯矩：.画弯矩图弯矩图如图所示：中间轴设计计算按弯扭合成强度校核轴的强度取折合系数α=0.6，则当量应力为查表得45，调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe[σ-1b]，所以强度满足要求。已经确定的运动学和动力学参数转速n=258.24r/min；功率P=1.8kW；轴所传递的转矩T=66565.99N•mm、轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa、按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=25mm确定各段轴直径d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=25mm，选取轴承型号为深沟球轴承6205d2：过渡轴段，故选取d2=30mm。d3：轴肩段，故选取d3=40mm。d4：过渡轴段，故选取d4=30mm。d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=25mm。各轴段长度的确定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=32mm。L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=78mm。L3：轴肩段，取L3=15mm。L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=48mm。弯曲-扭转组合强度校核L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=34.5m