带式运输机上的一斜齿圆柱齿轮减速器设计方案

目录一设计题目2二应完成的工作2三传动装置总体设计方案31.电动机的选择32.确定传动装置的总传动比和分配传动比43.计算传动装置的运动和动力参数44.V带的设计和带轮设计65.齿轮的设计76.传动轴承和传动轴的设计167.键的设计和计算228.箱体结构的设计229. 润滑密封设计25四. 设计小结25五. 参考资料26一设计题目：带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器给定数据及要求：已知条件：运输带所需扭矩F=1175N；运输带工作速度v=1.65m/s<允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=260mm；两班制，连续单向运转，载荷较平稳。

环境最高温度350C；小批量生产。

二应完成的工作1.减速器装配图1张；2.零件工作图1—2张<从动轴、齿轮）；3.设计说明书1份。

指导教师：刘昭琴三传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级。

其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

选择V 带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。

传动装置的总效率总η1η为V 带的传动效率,2η为轴承的效率，3η为对齿轮传动的效率，<齿轮为7级精度，油脂润滑） 4η为联轴器的效率，5η为滚筒的效率因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。

查机械设计手册知：ηv 带=η齿=η轴承=η联轴器=η卷筒=0.96ηa =ηv 带η齿η4轴承η联轴器η卷筒＝1.电动机的选择电动机所需工作功率为： P ＝P/η＝1175×1.65/(1000×0.960>＝2.02kW 滚筒轴工作转速为n ＝Dπ60v1000⨯=3000.7601000⨯⨯⨯π=44.59r/min ，经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比i ＝2～4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i '总＝16～160，电动机转速的可选范围为n ＝i '总×n ＝综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3.0kw 额定电流8.8A ，满载转速=mn 1420 r/min ，同步转速1500r/min 。

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比<1）总传动比由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为总i ＝n /n ＝1420/44.59＝31.85<2）分配传动装置传动比总i ＝0i ×i式中i i ,0分别为带传动和减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i ＝3.0<实际的传动比要在设计V 带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为i＝0/i i 总＝17.05/3.0＝10.61根据展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为1i ＝3.71，则2i ＝1/i i ＝2.863.计算传动装置的运动和动力参数<1） 各轴转速 I n ＝0/i n m＝1420/3.0＝473.33r/minⅡn ＝1/　Ⅰi n ＝473.33/3.71＝127.58r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝127.58/2.86=44.60 r/min方案电动机型号 额定功率 P ed Kw电动机转速minr电动机重量 N电动机效率%同步转速满载转速1 Y100L-23 3000 2800 340 82 2 Y132S-6 3 1000 960 660 83 3Y100L2-431500142035082.5Ⅳn =Ⅲn =44.60 r/min<2） 各轴输入功率ⅠP ＝d p ×1η＝2.70×0.96＝2.592kWⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝2.592×0.98×0.95＝2.413kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝2.413×0.98×0.95＝2.247kWⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=2.247×0.98×0.99＝2.18kW则各轴的输出功率：'ⅠP ＝ⅠP ×0.98=2.592×0.98=2.47kW 'ⅡP ＝ⅡP ×0.98=2.413×0.98=2.364kW 'ⅢP ＝ⅢP ×0.98=2.247×0.98=2.202kW 'ⅣP ＝ⅣP ×0.98=2.18×0.98=2.14 kW （3） 各轴输入转矩1T =dT ×0i ×1ηN·m电动机轴的输出转矩d T =9550md n P =9550×2.7/1420=18.16 N·m所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η=18.16×3.0×0.96=52.30 N·mⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=52.30×3.71×0.96×0.98=182.55 N·m ⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=182.55×2.86×0.98×0.95=486.07N·mⅣT =ⅢT ×3η×4η=486.07×0.95×0.99=457.15N·m输出转矩：'ⅠT ＝ⅠT ×0.98=52.30×0.98=51.25 N·m'ⅡT ＝ⅡT ×0.98=182.55×0.98=178.90 N·m 'ⅢT ＝ⅢT ×0.98=486.07×0.98=473.35N·m 'ⅣT ＝ⅣT ×0.98=457.15×0.98=448 N·m运动和动力参数结果如下表 轴名功率P KW 转矩T Nm 转速r/min输入输出 输入 输出 电动机轴 2.7 18.16 1420 1轴 2.592 2.47 52.30 51.25 473.33 2轴 2.413 2.364 182.55 178.90 127.58 3轴 2.247 2.202 486.07 473.35 44.60 4轴2.182.14457.1544844.604.V 带的设计和带轮设计①确定V 带型号，由书上表得==⨯1.1,AC d AK P P K =1.1⨯2.7=2.97kw又=1420/m i n ,mnr 由书上图确定选取Z 型普通V 带小带轮1D 取。

1D =90mm ，=2D i带()ε⨯⨯-=⨯⨯=113900.98264.6m mD标准化取2D =265mm②验算带速：π⨯⨯===<⨯⨯1113.149014206.69/25/601000601000D n Vm s m s③确定带的基准长度()()+≤≤+120120.72D D a D D 0a 为中心距()()()()ππ=+=+=-=+++-=⨯+++⨯=++=012210121.51.590265532.5224265902532.59026524532.51065557.350.081622.4a DD m mD D L a D D a m m由书上表确定带长dL =1800mm④确定实际中心距a=--+=+==018001622.4532.5621.362122d L La mm⑤验算小带轮的包角α--=-⨯=-⨯=>02112659018057.318057.3163.85120621D D a⑥计算V 带的根数:Z由书上表得 额定功率 0P =0.35kw功率增量P =0.03kw (i>2>带长系数 = 1.18LK包角系数 =0.954aK由()()≥==≈++⨯⨯00 2.976.9470.350.03 1.180.954cL aP ZPP K K因结果只比7小一点点，可取Z=7,即需7根Z 型V 带 ⑦计算初拉力0F 及作用在轴上的力QF⑴由书上表得V 带每M 长质量为q=0.06kg/m根据书上计算公式得()⎛⎫=⨯-+ ⎪⎝⎭⎛⎫=⨯-+= ⎪⨯⎝⎭2022.550012.972.550010.066.6954.17 6.690.954C aP F q vZ V K N⑵压轴力QF ，根据书上公式得：作用在轴上的压力QF 为α==⨯⨯⨯=010163.852s i n2754.1s i n749.922Q F Z F N NV 带标记 Z 1800 GB/T11544-19975.齿轮的设计<一）高速级齿轮传动的设计计算１．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮<1）齿轮材料及热处理①材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿数1Z =24大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=1i ×Z 1=3.71×24=89.04 取Z 2=90 ②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12HEHd t t ZZuu T K d σεφα⨯±⨯≥确定各参数的值: ①试选tK=1.6查课本选取区域系数 Z H =2.433 由课本78.01=αε82.02=αε则6.182.078.0=+=αε②由课本公式计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60×473.33×1×<2×8×300×8） =1.09×109hN 2==4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=12Z Z>③查课本图得：K 1H N =0.93K 2H N =0.96 ④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得: [H σ]1=SKH HN 1lim 1σ=0.93×550=511.5MPa[H σ]2=SKH HN 2lim 2σ=0.96×450=432 MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/)4325.511(2/)][]([][21=+=+=σσσ⑤查课本由表得：E Z =189.8MP a 由表得: d φ=1T=95.5×105×11/n P =95.5×105×2.47/473.33=6.4×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径d t 12131)][(12HEHd t t ZZuu T K d σεφα⨯+⨯≥=mm84.53)75.4718.189433.2(71.371.46.111040.66.12243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯②计算圆周速度υ=⨯=10006011　n d t πυsm /33.110006033.47384.5314.3=⨯⨯⨯③计算齿宽b 和模数nt m 计算齿宽b b=tdd 1⨯φ=53.84mm计算摸数m n 初选螺旋角β=14︒ntm=mmZ d t 18.22414cos 84.53cos 11=⨯=β④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25nt m =2.25×2.00=4.50mmhb =5.484.53 =11.96⑤计算纵向重合度βε=0.3181Z Φd14tan 241318.0tan ⨯⨯⨯=β=1.903⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1 根据sm v/62.1=,7级精度,查课本由192P 表10-8得动载系数K V =1.07,查课本由194P 表10-4得K βH 的计算公式: K βH =)6.01(18.012.12d φ++2dφ⨯+0.23×103-×b=1.12+0.18(1+0.6⨯1>×1+0.23×103-×53.84=1.54 查课本由195P 表10-13得: K βF =1.35 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.2故载荷系数:K ＝K K K αH K βH =1×1.07×1.2×1.54=1.98 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1tK K /3=53.84×6.198.13=57.08mm⑧计算模数n mnm =mmZ d 34.22414cos 08.57cos 11=⨯=β4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm ≥)][(cos212213FS F ad Y Y ZY KT σεφββ∂∂⑴确定公式内各计算数值 ①小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.71×24＝89.04传动比误差 i ＝u ＝z / z ＝90/24＝3.75 Δi ＝1％5％，允许 ② 计算当量齿数z ＝z /cos ＝24/ cos 314︒＝26.27 z ＝z /cos ＝90/ cos 314︒＝98.90 ③ 初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1④ 初选螺旋角 初定螺旋角＝14⑤ 载荷系数KK ＝K K KK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y查课本由表得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211应力校正系数Y ＝1.596 Y＝1.774⑦ 重合度系数Y端面重合度近似为＝[1.88-3.2×<2111ZZ +）]βcos＝[1.88－3.2×<1/24＋1/90）]×cos14︒＝1.66 ＝arctg <tg/cos ）＝arctg <tg20/cos14︒）＝20.64690＝14.07609因为＝/cos，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos/＝0.673⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度＝34.214sin 84.53⨯⨯πo＝1.77Y ＝1－1.77*14/120＝0.79 ⑨ 计算大小齿轮的][FSF F Y σαα查课本由表得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮aFF MP5001=σ大齿轮aFF MP3802=σ查课本由表得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.86 K 2FN =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [F σ]1=14.3074.150086.011=⨯=S KFF FN σ[F σ]2=43.2524.138093.022=⨯=SKFF FN σ01347.014.307596.1592.2][111=⨯=FSF F Y σαα 01554.043.252774.1211.2][222=⨯=FSFF Y σαα大齿轮的数值大.选用. ⑵设计计算 ①计算模数mmmm m n 38.1655.124101554.014cos 78.01040.673.122243=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=57.80mm 来计算应有的齿数.于是由: z 1=nm ︒⨯14cos 80.57=28.033 取z 1=28那么z 2=3.71×28=103.88=104 ②几何尺寸计算计算中心距a=βcos 2)(21nm z z +=︒⨯+14cos 22)10428(=136.08mm将中心距圆整为137mm 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos56.1808.13622)10428(arccos 2)(21=⨯⨯+=Z +Z αnm因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=06.18cos 228cos 1⨯=βn m z =58.95mm d 2=06.18cos 2104cos 2⨯=βn m z =218.95mm计算齿轮宽度 B=mmmm d 95.5890.5811=⨯=Φ圆整的 572=B 621=B<二）低速级齿轮传动的设计计算⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=2.86×30=85.8 圆整取z 2=86 ⑵齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。