皮带运输机传动装置中二级斜齿圆柱齿轮减速器设计

设计题目:皮带运输机传动装置

    机械运动简图:

1-  电动机 2－p轴器  3-圆柱齿轮减速器  4-运输带  5－滚筒

运输带牵引力F（牛顿）	3800	每日工作时数t（小时）	8
运输带速度V（米/秒）	1.8	传送带工件年限（年）	15
滚筒直径D（毫米）	320

注：

    传送带不逆转，工作载荷平稳，允许输送带速度误差为±5％。

    设计工作量：

一．绘制减速器装配图1张

二．绘制减速器零件图2张，

三．编写设计说明书１份

一 传动方案分析

    该方案的优缺点：

1-电动机 2－联轴器  3-圆柱齿轮减速器  4-运输带  5－滚筒

    该工作机运动较平稳，并且该工作机功率不是很大、载荷变化不大，采用二级圆柱齿轮减速器/种简单传动结构，能使传动效率高，结构紧凑。采用闭式齿轮传动能有效防尘，保证润齿轮润滑的良好。二级圆柱齿轮减速，是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿/分布不均现象。

   总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

二.原动机选择与计算（Y系列三相交流异步电动机）

已知传送带工作拉力F=3800N，输送带毂轮转速 V＝1.8m/s，鼓轮直径

D=320mm=0.32m。

2.1类型：Y系列三相异步电动机；

2.2功率选择：

工作带所需转速：

工作机所需输入功率：;

电机所需功率：;

其中，为滚筒工作效率，0.96

      联轴器效率，0.99

      为圆柱齿轮效率，0.97

      为轴承效率，0.995

所以   ＝7.84 KW

2.3电机转速选择

输送机工作转速

电机同步转速选：1000；

2.4电机型号确定

所以查表选电机型号为：Y160L-6

              电机参数：

                额定功率：11Kw

                满载转速：＝970

三. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算

3.1 总传动比和各级传动比分配：

    

其中：为高速级传动比，为低速级传动比，且，

        取：；

3.2 各轴传动装置的运动和动力参数

1）高速轴：；

                   ；

                    ；

2）中间轴：；

                   ；

                    ；

3）低速轴：；

                   ；

                    ；

四 高速级齿轮传动设计(斜齿动）

4.1选精度等级、材料及齿数

1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮

小齿轮材料：45钢调质  HBS1=280

接触疲劳强度极限MPa      （由[1]P207图10-21d）

弯曲疲劳强度极限 Mpa      （由[1]P204310-20c）

大齿轮材料：45号钢正火  HBS2=240

接触疲劳强度极限 MPa    （由[1]P206图10-21c）

弯曲3劳强度极限 Mpa       （由[1]P204图10-20b）

3精度等级选用7级精度

4初选小齿轮齿数24

3齿轮齿数Z2 = Z1= 24×3.6=86取86

5初选螺旋角

4.2 按齿面接触强度设计

     计算公式：

       mm   （由[1]P216式10-21）   

1．确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数

小齿轮传递的转矩 N·mm

齿宽系数                 （由[1]P201表10-7）

材料的弹性影响系数  Mpa1/2    （由[1]P198表10-6）

区域系数            （由[1]P215图10-30）

，          （由[1]P214图10-26）

   

应力循环次数

接触疲劳寿命系数   

 （由[1]P203图10-19）

接触疲劳许用应力

取安全系数.0

           ∴ 取

2．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径

=58.9mm

（2）计算圆周速度

 m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

 mm

b/h=10.99

﹙4﹚计算纵向重合度

      =2.0933

（5） 计算载荷系数 

① 使用系数

<由[1] P190表10-2> 根据电动机驱动得

② 动载系数

<由[1] P192表10-8> 根据v=1.43m/s、 7级精度

＝1.1

③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数

<由[1]P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得

 

=1.42

④ w齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数

<由[1]P195图10-13> 根据b/h=10.99、

 

⑤ 齿向载荷分配系数、

<由[1]P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得

 

∴=2.73

（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 

<由[1]P200式(10-10a)>

         mm

（7） 计算模数

4.3按齿根弯曲强度设计 <由[1]P198式(10-5)>

1  确定计算参数

（1）计算载荷系数K

（2）螺旋角影响系数

<由[1]P215图10-28> 根据纵向重合系数，得

0.92

（3）弯曲疲劳系数KFN

<由[1]P202图10-18> 得

    

（4）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.2  <由[1]P202式(10-12)>得

（5）计算当量齿数ZV

取27

取94

（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα

<由[1]P197表10-5> 得

   

    

（7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较

<

所以大齿轮的数值大，故取0.014269。

2 计算

=1.96mm

取2

4.4 分析对比计算结果

对比计算结果，取=2.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1＝70.43mm来计算应有的

 取35

 取126

需满足、互质

4.5 几何尺寸计算

1 计算中心距阿a

将a圆整为165mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2

      71.74mm

258.26mm

        4计算齿宽度

         B=mm

     取B1=75mm，B2＝70mm

五 低速级齿轮传动设计(斜齿传动）

5.1选精度等级、材料及齿数

1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮

小齿轮材料：45钢调质  HBS1=280

接触疲劳强度极限MPa      （由[1]P207图10-21d）

弯曲疲劳强度极限 Mpa      （由[1]P204图10-20c）

大齿轮材料：45号钢正火  HBS2=240

接触疲劳强度极限 MPa    （由[1]P206图10-21c）

弯曲疲劳强度极限 Mpa       （由[1]P204图10-20b）

3精度等级选用7级精度

4初选小齿轮齿数23

大齿轮齿数Z2 = Z1= 23×2.51=57.66取58

5初选螺旋角

5.2 按齿面接触强度设计

     计算公式：

       mm   （由[1]P216式10-21）   

3．确定公式内的各计算参数数值

初选载荷系数

小齿轮传递的转矩 N·mm

齿宽系数                 （由[1]P201表10-7）

材料的弹性影响系数  Mpa1/2    （由[1]P198表10-6）

区域系数            （由[1]P215图10-30）

，          （由[1]P214图10-26）

   

应力循环次数

接触疲劳寿命系数   

 （由[1]P203图10-19）

接触疲劳许用应力

取安全系数.0

           ∴ 取

4．计算

（1）试算小齿轮分度圆直径

=91.63mm

（2）计算圆周速度

 m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

 mm

b/h=10.54

﹙4﹚计算纵向重合度

      =2.093

（5） 计算载荷系数 

① 使用系数

<由[1] P190表10-2> 根据电动机驱动得

② 动载系数

<由[1] P192表10-8> 根据v=1.29m/s、 7级精度

＝1.1

③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数

<由[1]P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得

 

=1.429

④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数

<由[1]P195图10-13> 根据b/h=10.54、

 

⑤ 齿向载荷分配系数、

<由[1]P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得

 

∴=2.75

（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 

<由[1]P200式(10-10a)>

         mm

（7） 计算模数

5.3按齿根弯曲强度设计 <由[1]P198式(10-5)>

1  确定计算参数

（1）计算载荷系数K

（2）螺旋角影响系数

<由[1]P215图10-28> 根据纵向重合系数，得

0.92

（3）弯曲疲劳系数KFN

<由[1]P202图10-18> 得

    

（4）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.2  <由[1]P202式(10-12)>得

（5）计算当量齿数ZV

取26

取63

（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα

<由[1]P197表10-5> 得

   

    

（7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较

<

所以大齿轮的数值大，故取0.013823。

2 计算

=2.99mm

取3

5.4 分析对比计算结果

对比计算结果，取=3.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1＝91.63mm来计算应有的

 取36

 取91

需满足、互质

5.5 几何尺寸计算

1 计算中心距阿a

将a圆整为195mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2

      110.55mm

279.45mm

        4计算齿宽度

         B=mm

     取B1=110mm，B2＝105mm

六、轴的设计

6.1高速轴的设计

1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T

高速轴：；

                   ；

                    

材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=108。

2）   确定轴的最小直径

，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

选用HL2型弹性套柱联轴器。半联径d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L＝53mm

轴配合的毂孔长度L ＝53mm

3）结构设计

拟定轴上零件的装配方案

采用图示的装配方案

4）根据轴向定位p要求确定轴的各段直径和长度

（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。

（2）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7208，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.

（3）齿轮分度圆直径为71.74mm，齿轮宽度为110mm,,因此,mm

（4）轴承由轴肩膀定位， 取,mm，。

5)校核该轴：

L1=122.5   L2=183  L3=68

作用在齿轮上的圆周力为：

径向力：

轴向力：

求垂直面的支反力：

求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：

求水平面的支承力：

N

N

求并绘制水平面弯矩图：

求合成弯矩图：

求危险截面当量弯矩：

从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩.：（取折合系数）

所以该轴是安全的。

6.2 中间轴的设计：

材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=110。

②根据课本第230页式14-2得：，最小轴径段安装轴承，在此选择7208轴承，因此，

装配低速级小齿轮，且取，轴长比齿宽略短取L3-2=107。

段主要是定位高速级大齿轮，所以取mm，轴长比齿宽略短取L4-5=68mm。

段轴肩定位齿轮，所以取mm，L4-5=7.5mm。

6.3低速轴的设计：

低速轴：；

                ；

                ；

⑴确定各轴段直径

1）计算最小轴段直径。

因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算：

考虑到该轴段上开有键槽，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取

选用HL4型弹性套柱联轴器，公称直径为1250N*m。半联径d=60mm,故取 d1-2=60mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L ＝140mm.

2）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第1段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。

3）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用/肩膀给轴承定位。选轴承7214，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.

4）齿轮孔径为80mm，齿轮宽度为105mm,,因此,mm

5）轴承由轴肩膀定位， 取,mm。

6），齿轮同轴肩定位，,。

（4）．校核该轴：

求作用力、矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：                           

径向力：

轴向力：

由减速器图可知，可知：L1=222mm   L2=169.5mm   L3=89.5mm

求水平面的支承力。

计算、绘制水平面弯矩图。

求垂直面的支反力：

计算垂直弯矩：

合成弯矩。

扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数，则      

       轴的计算应力：  
      轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：，因此 ，故安全。

（5）．精确校核轴的疲劳强度

判断危险截面,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面7应力集中最严重，0此需校核截面7两侧

校核危险截面左侧：
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：
                
扭矩及扭转切应力：
                  
轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：

，，

应力集中系数：，，查附表3-2得：，
    由附表3-1得轴的敏性系数为：
       ，  

     故有效应力集中系数：

由附图3-2得尺寸系数：

由附图3-3得扭转尺寸系数：

查附图3-4表面质量系数为：

轴未经表面强化处理，则：

综合系数值：

  3

  8

碳钢的特性系数：

   ，取：5

    ，取：

则计算安全系数，得：

    

  轴左截面安全

3．校核危险截面右侧
    抗弯截面系数：
    抗扭截面系数：
    弯矩及弯曲应力：
                    
    扭矩及扭转切应力：
                      
     过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取
 ，于是得：

，
     轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：

       

故得综合系数为：

  

所以轴在危险截面右侧的安全系数为：

   

故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。

七、轴承的校核

7.1 低速轴轴承校核

由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴

轴承7214的校核

求两轴承受到的径向载荷

径向力，

查[1]表15-1，得Y=1.4，e=0.4，

派生力，

轴向力，右侧轴承压紧

由于，

所以轴向力为，

当量载荷

由于，，

所以，，，。

由f为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

，

轴承寿命的校核

故轴承寿命满足要求。

八 键的设计与校核:

8.1高速轴键的校核

根据，，故轴段上采用键：,

采用A型普通键:

综合考虑取=45得

查课本155页表10-10所选键为：安全合格。

8.2 中间轴键的校核：

只校核大齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处长，而键的其它参数相同，大齿轮的合格，小齿轮处也合格。

因为d=45装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L1=70mm初选键长为63mm

,校核

所以所选键为: 安全合格。

8.3低速轴齿轮处的键校核：

因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得

因为L1=70初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

8.4 低速轴联轴器处的键校核：

    因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为查3本155页表10-10得

因为L1=100初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。

九.低速轴联轴器的选择：

9.1输入轴联轴器

    计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL2的弹性柱销联轴器。

9.2输出轴联轴器

    计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL4的弹性柱销联轴器。

十. 润滑方式的确定

    因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

十一 减速器机体结构尺寸如下

名称	符号	计算公式	结果
箱座厚度			10
箱盖厚度			10
箱盖凸缘厚度			20
箱座凸缘厚度			20
箱座底凸缘厚度			20
地脚螺钉直径			M16
地脚螺钉数目		查手册	4
轴承旁联结螺栓直径			M8
盖与座联结螺栓直径		=（0.5 0.6）	M12
轴承端盖螺钉直径		=（0.40.5）	M8
视孔盖螺钉直径		=（0.30.4）	M6
定位销直径		=（0.70.8）	8
，，至外箱壁的距离		查手册表11—2	27 19 19
，至凸缘边缘距离		查手册表11—2	30 27
外箱壁至轴承端面距离		=++（510）	30
大齿轮顶圆与内箱壁距离		>1.2	26
齿轮端面与内箱壁距离		>	12.5
箱盖，箱座肋厚			8 8
轴承端盖外径		+（55.5）	106（1轴） 116（2轴） 166（3轴）