带式输送机传动总体设计

2 带式输送机传动总体设计

工作对象：输送沙石。

已知: 输送带拉力F=3100N;输送带速度v=0.9 m/s;鼓轮直径D=350 mm。 要求：输送机由电机驱动，经传动装置驱动输送带移动。要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为?5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。

2.1 拟订传动方案

传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。传动装置是机器的重要组成部分。传动装置的质量和成本在整部机器中占有很大的比重，整部机器的工作性能、成本费用以及整体尺寸在很大程度上取决于传动装置设计的状况。因此，合理地设计传动装置是机械设计工作的一个重要组成部分。

合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求。另外，还要与工作条件相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求往往是比较困难的。因此，要分清主次，首先满足重要要求，同时要分析比较多种传动方案，选择其中既能保证重点，又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。

∵运输带工作速度

Vm=0.9m/s，运输带滚筒直径D=350mm=0.35m

∴滚筒转速nw =60v/πD=60×0.9/3.14×0.35=49.14r/min

若选用同步转速为1500或1000r/min的电动机，则可估算出，总传动比约为30，因为普通圆柱齿轮传动的传动比常用值为3～5，蜗杆传动的传动比常用值为10～60，带传动传动比常用值为2～4。所以，该传动可由二级圆柱齿轮、一级蜗轮蜗杆或一级带传动和一级齿轮传动来实现；可有以下几个方案：

1

图2.1 带式输送机传动方案

比较：方案1采用二级圆柱斜齿轮减速器，该方案结构尺寸小，传动效率高，适合于在较差的工作环境下长期工作；方案2采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动，该方案成本低，但使用寿命短且不适用于较差的工作环境；方案3采用一级蜗杆传动，该方案结构紧凑，但传动效率低，长期工作不经济。根据本次设计的实际情况，选择方案1。

方案一具体分析：

一、 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

二、 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。

三 、确定传动方案：为了实现过载保护作用，采用了V带轮传动，同时考虑到电机转速高，传动功率大，应将V带设置在高速级；为了确保整个传动装置能够更平稳的工作，初步确定选用二级斜齿圆柱齿轮减速器（展开式）。

其传动方案总体设计图如下所示：

2

图2 .2 带式输送机传动方案

其中，η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，Pd为电动机的输出总功率, Pw为工作机卷筒上的输入功率。

2.2.电动机的选择

2.2.1 确定电动机类型

按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。

2.2.2 确定电动机的容量

1.工作机卷筒上所需功率Pw

Pw = Fv/1000 =3100*0.9/1000=2.79kw 2.电动机所需的输出功率

为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率

?总。设

?1、

?2、

?3、

?4、

?5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7

3

级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由[2]表2-2查得

?1 = 0.99，

?2= 0.98，

?3= 0.99，

?4= 0.95，

22334?55 = 0.95，则传动装置的总效率为

2

3

?总=?Pw1????2.790.8326

= 0.99 x 0.98 x 0.99 x 0.95 x 0.95 =0.8326

Pd??总??3.35kw

2.2.3 选择电动机转速

由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=2～4 圆柱齿轮传动 i齿=3～5 则传动装置总传动比的合理范围为

i总=i?i齿1?i齿2 (2.1)

带 i总=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100） 电动机转速的可选范围为

nd=i总×nw=（18～100）×nw=18nw～100nw

?(18~100)60?1000v，，?D?(18~100)60?1000?0.93.14?350?884.52~4914rmin

根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表16-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000rmin。选用同步转速为 1500rmin，选定电动机型号为 Y112M-4

表2.1 电机的主要功能

电动机转速 额定方案 电动机型号 功率 Ped kw 1 Y112M-4 4 同步转速 1500 rmin电动机重量 N 470 传动装置的传动比 参考价格 元 总传动比 230 29.30 V带传动 2.6 减速器

满载转速 1440 11.27

4

其主要外形和安装尺寸如下：

图2.3 电动机 表2.2 电机的主要安装尺寸

中心高 外型尺寸 底脚安装尺地脚螺栓轴伸尺寸D装键部位尺L×（AC/2+AD）×HD 寸A×B 孔直径K ×E 寸F×GD 112 400×305×265 190×140 12 28×60 10 ×41

2.3 确定传动装置的总传动比并分配各级传动比

2.3.1 传动装置总传动比

i总= nm / nw=

144049.14?29.30

式中nm----电动机满载转速, 1440r/min; nw----工作机的转速， 49.14r/min。

2.3.2 分配传动装置各级传动比

i总=i?带i齿1?i齿2 (2.2)

分配原则： （1）i带＜i齿

（2）i带=2～4 i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.4）i齿2 根据[2]表2-3，V形带的传动比取i带o = 2.6，则减速器的总传动比为: i = 29.30/2.6=11.27

5

双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i齿1 = 1.3i= 1.3?11.27?3.83

低速级的传动比:

i齿2 = i/i齿1 = 11.27/3.83=3.0

2.4 运动参数和动力参数计算

2.4.1 各轴转速计算

n0?nm?1440rmin

nⅠ= nm / i带 = 14402.6?553.85rmin nⅡ= nⅠ / i齿1 = 553.853.83?144.61rmin nⅢ= nⅡ / i齿2 = 144.613.0?48.20rmin

2.4.2 各轴输入功率

P0= Pd=3.35kw

PⅠ= Pdη4 = 3.35?0.95?3.18kw

PⅡ= PⅠη2η3 = 3.18?0.98?0.99?3.09kw PⅢ= PⅡη2η3 = 3.09?0.98?0.99?3.00kw

2.4.3 各轴输入转矩

T0 = 9550Pd/n0 =9550?3.351440?22.22N?m TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =9550?3.18553.85?54.83N?m TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550?3.09144.61?204.06N?m TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550?3.0048.20?594.40N?m

6

表2.3 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目 功率?kw? 转速n?rmin? 转矩T?N?m? 传动比 轴号 0轴 3.35 1440 22.22 2.6 Ⅰ轴 3.18 553.85 54.83 3.83 Ⅱ轴 3.09 144.61 204.06 Ⅲ轴 3.00 48.20 594.40 3.0

7

3 传动零件的设计计算

3.1 V带传动设计

3.1.1 设计计算

1.确定计算功率Pca ：

由Pca=KAPd查[1]表8-6可得KA=1.2 Pd=3.35kw 所以Pca=1.2*3.35=4.02kw

2.选择带的型号：

因为是普通V形带，查图8-8普通V带选型图，选A型带

3.选择小带轮直径

dd1

dd1由dd1?ddmin，又ddmin?75mm查[1] 表8-3及8-7，可得

4.确定大带轮直径由

dd2i带dd1dd2=90mm

=

；i带?2.6;dd1?90mm可得dd2?2.6?90mm?234mm,查[1]表8-7取236mm

5.验算传动比误差?i

i??i?dd2dd1i?23690?100%?0.85%2.6?由

2.6

6.验算带速v v??dd1n160?1000?3.14?90?144060?1000m/s?6.78m/s由

7.初定中心距由

a0

；又

228.2?a0?652a0?(0.7~2)?(dd1?dd2)；可得

a0=360

8.初算带长由公式

L0

8

2

L?2a??(d?d)?（dd2-dd1） (3.1)

002d1d24a03.142L0?2?360?2(90?236)?（236-90）4?360?1246.3；故L0=1246mm

9.确定带的基准长度

Ld

查[1]表8-2初选基准长度为1250mm 10.计算实际中心距离a（取整） 由公式得a?aLd?L01250?12460?2?360?2?362mm

11.安装时所需最小中心距amin（取整）

amin?a?0.015Ld?362?0.015?1250?343.25=343mm

12.张紧或补偿伸长量所需最大中心距

amax

由amax?a?0.03Ld?362?0.03?1250?399.5mm，故amax=400mm

13.验算小带轮包角?1 由?2?dd1?1?180??dda?57.3?180??236?90362?57.3??156.89?

14.单根V带的基本额定功率P0

查[1]表8-5a由插值法可得P0?0.93?(1.07?0.93)1440?12001460?1200?1.06KN

15. 单根V带额定功率的增量?P0

查[1]表8-5b由插值法可得?P0?0.15?(0.17?0015)1440?12001460?1200?0.17KN

16.长度系数

KL

查[1]表8-2可知KL=0.93

17.包角系数

K?

查[1]表8-8由插值法可得

K??0.93?156.89?155160?155(0.95?0.93)?0.94

18.单位带长质量q

9

由[1]表8-4可知q=0.10 kgm

19.确定V带根数Z 由计算公式Z?PcaPca?取4

P0???Po??P0?K?4.02?KL(1.06?0.17)?0.94?0.93?3.73，故Z20.计算初拉力F0

Fca5?1)?qv20?500PvZ(2.K查[1]8-4得q=0.10

?故F?500?4.022.506.78?4?(0.94?1)?0.10?6.282?123.49N

21.计算带对轴的压力Fp

由F??123.49?sin164.5?1p?2ZF0sin2?2?42?978.90N

3.1.2 带型选用参数表

表3.1带型参数表 带轮宽(mm)带型 dd1(mm)dd2(mm)v(ms)a(mm)?1(?) Z(根数)Fp(N)B?(Z?1)e?2 A 90 236 6.78 362 156.89 4 978．9 65 3.1.3 带轮结构相关尺寸

1.带轮基准宽bp

查表8-10可得bp=11.0mm

2.带轮槽宽b 由b?bP?2ha*tan?2；hamin?2.75;取.ha?2.8故b?11.0?2?2.8?tan38?2?12.93mm

3.基准宽处至齿顶距离

查[1]表8-10可知hamin?2.75，取2.80mm

4.基准宽处至槽底距离

10

f

查[1]表8-10可知hfmin?9.0mm

5.两V槽间距e

查[1]表8-10可知e?15?3=15.0mm

6.槽中至轮端距离

查[1]表8-10可知f?10?2?1=10mm 7.轮槽楔角

查[1]表8-10可知A型带轮da>118；故??38?

8.轮缘顶径

查[1]表8-10可知dd?236,ha?2.8；故da?236?2?2.8?241.6mm

9.槽底直径

由df?dd?2hf?236?2?9.0?218mm

10.轮缘底径

查[1]表8-10D1?df?2?又因?mim?6;d?218?2?6?206，故D1取200mm11.板孔中心直径 由D0?12(D1?d1)；令d1?60;故D0?12(200?60)?130mm

12.板孔直径

由d0?(0.2~0.3)(D1?d1)又因28?d0?42；故d0取40mm

13.大带轮孔径为30mm

14.轮毂外径

由d1?(1.8~2)d又因54?d1?60；故d1取60mm

15.轮毂长L

由L?(1.5~2)d又因45?L?60；故L取60mm

16.辐板厚S 由S?(17?14)B又因9.29?S?16.25；故S取15mm

17.孔板孔数

11

?D0S?d03.14?13015?40

由n???9.07；n取9

3.2 渐开线斜齿圆柱齿轮设计

3.2.1 高速级斜齿圆柱齿轮设计

1.定齿轮精度等级、材料、齿数及螺旋角

（1）查表10-11：由于运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；

[1]

（2）材料选择：查[1]表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HBS；故小齿轮选45调质钢，大齿轮选45正火钢。

（3）选择齿数Z： 由于,

Z2?iZ1，取Z1?23，则大齿轮齿数为

Z2?iZ1?3.83?23?88.09，

取Z2?88；U?Z2Z1?8823?3.826

（4）选取螺旋角β

由??(8~20)初选螺旋角为??14

0002.齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式进行试算

d1tKtT1??1?ZE3???≥2.32×?d?????H? (3.2) ????2公式中各计算数值： (1)试选载荷系数(2)区域系数

ZHKt=1.6（

Kt=1.3～1.7， 下标t 表示试选）

：

ZH?2.43由[1]图１０－３０可知(3)端面重合系数

??

： ??1由[1]图１０－２查得=0.77，TI??2=0.83；所以

?????1???2?0.77?0.83?1.60

(4)计算小齿轮传递的转矩

：

12

TI?55.48 N?m=5.548?104N.mm

(5)齿宽系数?d：由[1]表１０－７选取齿宽系

数?d?1

(6)材料的弹性影响系数ZE：由[1]表１０－6，ZE?189.8MPa1/2 (7)齿轮接触疲劳强度极限?Hlim：

由[1]图１０－２１ｄ可得：?Hlim1?550MPa ; ?Hlim2?540MPa （8）应力循环次数N

由[1]式10-3可得N1 ? 60n1jLh?60?553.85?1?(16?3?5)?7.98?108

N2?N1/i齿1?7.98?108/3.83?2.08?108

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN

由[1]图１０－１９ KHN1 =0.92；KHN2 =0.97 ；KHN1 =0.92；KHN2 =0.97（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH] 取失效概率为１％，安全系数为S=1， 由[1]式１０－１２得 [σH]1= KHN1?Hlim1?550S?0921?506MP

[σH]2 ?KHN2?Hlim2S?0.97?5401?523.8MP [σH]=

[?H]1?[?H]2506?523.82?2?514.9MPa

（11）试算小齿轮分度圆直径d1t

按[1]式（10－21）试算

d2k1t?3tT14??u?1Z189.82d??u(HZE[?)2H]?32?1.6?5.483?10131?1.60?3.83?3.83?(2.43?514.9)?48.05mm

（12）计算圆周速度v

由v??d1tn13.14?48.05?553.8560?1000?60?1000?1.39m/s

（13）计算齿宽B 由b = φdd1t?1?48.05?48.05mm取B1=55mm；B2=50mm

（14）模数mnt

由md?01tcosnt?z可得mnt?48.05?cos1423?2.02

1

13

h = 2.25mnt =2.25?2.02?4.545 b/h =48.05/4.545=10.57

（15）计算纵向重合度??

由εβ= 0.318φdz1tanβ?0.318?1?23?tan140?1.824

（16）计算载荷系数K

由[1]表10-2查得使用系数KA?1

根据v=1.39m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数KV?1.08 由[1]表１０－４查得

KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b

?1.12?0.18(1?0.6?12)?12?0.23?10?3?48.05?1.42

由[1]图１０－１３查得KFβ=1.33 假定

KAFtd?100N/mm，由[1]表１０－３查得KH??KF??1.4

1故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1?1.08?1.4?1.42=2.15 （17）按实际的载荷系数校正分度圆直径

由[1]式１０－１０ａ d1=d31t..3K/Kt=48.05?2.15/1.6?53.02mm（18）计算模数

mn

由m1cos?53.02?cos140n?dz?123?2.24

3.按齿根弯曲强度设计 （1）计算载荷系数K 由K=KAKVKFαKFβ

?1.0?1.08?1.4?1.33?2.01

（2）螺旋角影响系数Y?

根据纵向重合度εβ=1.824,从[1]图10?28Y??0.88 （3）计算当量齿数ZV 由zv?zcos3?可得zz1v1?cos3??23cos3140?25.18

14

z?z2v2cos3??88cos3140?96.33

（4）齿形系数YFa

由[1]表10?5可知Y25.18?25Fa1?26.2?

26?35?(2.62?2.60)?2.616Y96.33?90Fa2?2.20?100?90?(2.70?2.18)?2.187

（5）应力校正系数YSa

由[1]表可知Y25.18?25Sa1?1.59?26?35?(1.595?1.59)?1.591

YSa2?1.78?96.33?90100?90?(1.79?1.78)?1.786

（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE

由[1]图１０－２０ｃ可得?FE1?400MPa；?FE2?350MPa （7）弯曲疲劳强度寿命系数KFN1

由[1]图１０－１８可知

KFN1?0.90；

KFN2?0.95

（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]

取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式１０－１２得 [σF]1 ?KFN1?FE1?400S ?0.901.3?276.92

[σF]2= ?KFN2?FE2S?0.95?35001.3?255.77

YFaYSa（9）计算大小齿轮的

[?F]并加以比较

YFa1YSa12.616?1.591[??0.015F]1=

276.92

YFa2YSa2[??2.187?1.786F]2255.77?0.0153

结论：大齿轮的数值大 （10）齿根弯曲强度设计计算 由[1]式１０－１７

2m2KTY 可算

n?31?cos?YF?2???YS?dZ1?[?F]

15

2?2.01?5.483?101?23?1.6024

mn?3

?30.88?cos14?0.0153?1.4892

mn

大于由齿根弯曲疲劳强度计算

结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数的法面模数，取

mn＝2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强

d1=53.02mm

来计算应有的齿数。于是由

度算得的分度圆直径z1?d1cos?mn53.02?cos140=

2?25.7，取z1?26，则Z2 = Z1×i齿1 =99.48，取Z2 =99

4.几何尺寸计算 （1）计算中心距a a?(z1?z2)mn2cos??

(26?99)?22?cos140?128.8

将中心距圆整为129mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

(z1?z2)mn2a(26?99)?22?129?14.31因???arccos?arccos值改变不多，故参数

?、

K?、ZH等

不必修正。

（3）计算齿轮的分度圆直径d d?zmncos?z2mncos?故有d1?26?2cos14.310 ?53.67mm

d2??99?2cos14.310?204.34mm

（4）计算齿轮的齿根圆直径df

由df?d?2.5mn可算df1?d1?2.5mn?53.67?2.5?2?48.67mmdf2?d2?2.5mn?204.34?2.5?2?199.34mm

（5）计算齿轮宽度B

由b =φdd1=1?53.67mm圆整后取：B1 =60mm；B2 =55mm （6）验算

Ft?2T1d1?2?5.483?1053.674N = 2177.4N

16

KAFtb?1?2177.453.67

N/mm =41.02N/mm＜100N/mm

故合适.

3.2.2 低速级斜齿圆柱齿轮设计

1.定齿轮精度等级、材料、齿数及螺旋角 (1)选齿轮精度等级 查[1]表10-8选7级 (2)材料选择

小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为220HBS. (3)选择齿数Z

由Z3?(20~40)、Z4?iZ3、U?7425Z4Z3；取Z3?25，则大齿轮齿数为Z4?3.00?25?75，取

Z4?74；U??2.96

(4)选取螺旋角β

由??(8~20)初选螺旋角为??14 2. 齿面接触疲劳强度设计 （1）试选Kt 试选

Kt?1.6000

（2）区域系数ZH

由[1]图１０－３０可得ZH?2.43 （3）端面重合度εa

由[1]图１０－２查得εa3=0.78εa4=0.88；所以??(4)计算小齿轮传递的转矩TⅡ 由上可知TⅡ=2.04?10 Nmm (5)齿宽系数Фd

由[1]表１０－７选取齿宽系数(6)材料的弹性影响系数ZE

17

5??a3???4?0.78+0.88=1.66

?d?1

由[1]表１０－６可知ZE?189.8MPa(7) 齿轮接触疲劳强度极限?Hlim

1/2

?由[1]图１０－２１ｄ可知Hlim3?550MPa；?Hlim4?540MPa

（8）应力循环次数N 由[1]式１０－１３可得N3 ? 60n31jLh?60?144.61?1?(16?3?5)?2.08?108

N?108/3.0?7.08?1074?N3/i齿2?2.08

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN

由[1]图１０－１９可得KHN3 = 0.97；KHN4 = 0.99 （10）计算接触疲劳强度许用应力[σH]

取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式１０－１２得 [σH]3= KHN3?Hlim3?550S? 0.971?533.5MPa； [σH]4=

KHN4?Hlim40.99?540S?1?534.6MPa

所以[σH]=

[?H]3?[?H]4533.5?534.62?2?534.05MPa

（11）试算小齿轮分度圆直径d3t

按[1]式（10－21）试算

dk3tT2?1ZHZE253t?212.43?189.8??ud??u([?)32?1.6?2.04?102H]?1?1.60?3.0?3.0?3(534.05)?73.25mm

（12）计算圆周速度v

v??d3tn23.14?73.25?144.6160?1000?60?1000?0.55m/s

（13）计算齿宽B

由b = φd3 =73.25取B3=80mm；B4=75mm （14）模数mnt 由mdcos?03tnt?z3?73.25?cos1425?2.84

h = 2.25mnt =2.25?2.84?6.39 b/h =7325/6.39=11.46

18

?（15）计算纵向重合度?

0

εβ= 0.318φdz3tanβ?0.318?1?25?tan14?1.98 （16）计算载荷系数K

由[1]表10-2查得使用系数KA?1

根据v= 0.55m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数

KV?1.1

由[1]表１０－４查得KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b

?1.12?0.18(1?0.6?12)?12?0.23?10?3?73.25?1.42

由[1]图１０－１３查得KFβ=1.1 假定

KAFtd?100N/mm，由[1]表１０－３查得KH??KF??1.4 1故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1?1.1?1.4?1.42=2.19 （17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3 由[1]式１０－１０ａ可计算D3=d3t3K/K3t?73.25?2.19/1.6?81.33mm（18）计算模数

mn

md3cos?81.33?cos140n?z?325?3.16

3.按齿根弯曲强度设计 （1）计算载荷系数K

由K=KAKVKFαKFβ?1.0?1.1?1.4?1.35?2.079 （2）螺旋角影响系数

Y?

根据纵向重合度εβ=1.66 ，从[1]图１０－２８可得Y??0.88 （3）计算当量齿数ZV 由zzv?cos3?可计算

zz32574v3?cos3??cos3140?27.37zv4?z4cos3??cos3140?81.01；

（4）齿形系数YFa

19

由[1]表１０－５得

YFa3?2.57?27.37?2728?2781.01?8090?80(2.55?2.57)?2.563

YFa4?2.22?(2.20?2.22)?2.218（5）应力校正系数YSa 由[1]表１０－５得

YSa3?1.60?YSa4?1.77?27.37?2728?2781.01?8090?80(1.61?1.60)?1.604

(1.78?1.77)?1.771（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE 由[1]图１０－２０ｃ可得

?FE3?400MPa；?FE4?350MPa

（7）弯曲疲劳强度寿命系数 由[1]图１０－１８可取

KFN3?0.88；

KFN4?0.92

（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]

取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式１０－１２得

KFN3?FE3[σF]3=

SKFN4??0.88?4001?352

FE4[σF]4=

S?0.92?3501?322MPa

YFaYSa（9）计算大小齿轮的

YFa3YSa3[?F]3?2.563?1.604252[?F]并加以比较

YFa4YSa4[?F]4?2.218?1.771322?0.0122?0.0117 ；

结论：大齿轮的数值大 （10）齿根弯曲强度设计计算 由[1]式１０－１７可得

2KT2Y?cos??dZ3??22mn?3?YF?YS?[?F]?32?2.079?2.04?101?25?1.6625?30.88?cos14?0.0122?2.022

mn结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算

20

mn

的法面模数，取＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强

d3cos??81.33?cos14度算得的分度圆直径d3=81.33mm来计算应有的齿数。于是由z3?= 31.57

mn2.5取z3?32，则Z4 = Z3×i齿2 =3.0×32=96，取Z4 =95

4.几何尺寸计算 （1）计算中心距a 由a?(z1?z2)mn(32?95)?2.52cos??2?cos140?163.61将中心距圆整为164mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β ??arccos(z3?z4)mn2a?arccos(32?95)?22?164?14.530

因?值改变不多，故参数?、K?、ZH等不必修正。 （3）计算齿轮的分度圆直径d dz3mn3?cos??32?2.5cos14.530?82.64mm

dz4mn95?2.54?cos??cos14.530?245.34mm

（4）计算齿轮的齿根圆直径df

df3?d3?2.5mn?82.64?2.5?2.5?76.39mm df4?d4?2.5mn?245.34?2.5?2.5?239.09mm

（5）计算齿轮宽度B

由b = φdd3=1×82.64=82.64mm圆整后取：B3 =85mm；B4 =80mm （6）验算

由F2T2?105t?d?2?2.04

382.64N?4958.7NKAFtb?1?4958.782.64N/mm =60.27N/mm＜100N/mm

故合适.

3.2.3斜齿轮设计参数表

21

表3.2 斜齿轮设计参数表 齿数 中心距 Z1:Z2?26:99

传动类型 高速级 斜齿圆柱齿轮 低速级 斜齿圆柱齿轮 模数 2.0 齿宽 B1?60mmB2?55mmB1?85mmB2?80mm螺旋角 14.31 0129mm 2.5 Z3:Z4?32:95 164mm 14.53 0

22

4 轴的设计计算

图4.1 减速器轴的结构草图

23

4.1 Ⅰ轴的结构设计

图4.2Ⅰ轴的结构草图

4.1.1 选择轴的材料及热处理方法

查表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火。

[1]

4.1.2确定轴的最小直径

查[1]

d?3P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式，再查 [1]表14-2，

63A0?118~107：

9.55?100.2???Pn?A03P1n1?(118~107)33.18553.85?21.13~19.16mm

考虑键：有一个键槽，轴径加大5-7%，取6%，则：d?(22.40~20.31)mm

4.1.3确定各轴段直径

1.确定d1

与大带轮配合，配合孔径为d1=30mm 2. 确定d2

由于定位带轮，配合密封圈标准大小值；取d2=35mm 3.确定

d3

d3?d2考虑轴承安装的方便，有，取符合轴承标准孔径大小为

d3?40mm

24

4.确定d4

由于定位轴承d4?d3?2(0.07~0.1)d3?45.6~48mm

5.确定d5

由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：d5?53.67mm

6.确定d6

由于装配轴承：d6?d3

4.1.4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数

查

[2]

P20（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度v” v= 1.39＜2ms，

故选用脂润滑。

将与轴长度有关的各参数填入下表

表4.1 和轴长度有关的参数

名称 箱体壁厚? 依据 查 [2]单位 mm 确定结果 8 P24 ??(0.025~0.03)a???8 地脚螺栓直径d及数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 轴承旁联接螺栓扳手空间C1、C2 轴承盖联接螺钉直径d3 查 [2]f查 [2] P24 —— df?16mm n?6 P24表5-1 fmm 12 d1?0.75d?12mm 查 [2] P24表5-1 mm C1?20C2?16 C1min?20;C2min?16 查 [2] P24表5-1 fmm 8 (0.4~0.5)d?6.4~8mm

25

查 [2]

轴承盖厚度e 小齿轮端面距箱体内壁距离?2 轴承内端面至箱体内壁距离?4 P132表14-1 mm 9 e?(1~1.2)d3?8~9.6 查 [2] P24表5-1 ??(或?10~15) mm 10 查 [2]P27 mm 10 脂润滑10-15 P119轴承支点距轴承宽边端面距离a 查 [2] 表12-6 mm 23 选轴衬7208AC，a=23 4.1.5计算各轴段长度

1.确定l1

由于与大带轮配合，则：l1?60?(2~3)?57~58mm 2.确定l2

由公式L???C1?C2?(5~8)?8?20?16?取6?50

l2?L??4?B7208AC?2?e?25?50?10?18?2?9?25?54mm

3.确定由公式

l3

ACl3?B7208??4?2?2?18?10?2?2?32mm

4.确定l4

l4?10?B3轮毂??2?60?552?2?10?85?10?2.5?2?100.5mm由公式5.确定

l5

l5?B1轮毂?60mm齿轮1轮毂宽度：6.确定由公式

l6

26

l6?B7208AC??4??2?2?18?10?10?2?40mm

7.确定L（总长）

L?l1?l2?l3?l4?l5?l6?344.5mm

8.确定l（支点距离）

l?l3?l4?l5?l6?(2?2)?2a?32?100.5?60?40?4?2?23?182.5mm

4.2 Ⅱ轴的结构设计

图4.3 Ⅱ轴的结构草图

4.2.1选择轴的材料及热处理方法

查[1]表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火回火。

4.2.2确定轴的最小直径

查[1]d?P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

6339.55?100.2???Pn?A03PⅡnⅡ

再查 [1]表14-2，d?A03PⅡnⅡA0?118~107

?(32.74~29.69)mm

?(118~107)33.09144.614.2.3确定各轴段直径

27

1确定d1

由于和轴承配合，取标准轴径为： d1?35mm

2.确定d2

由于和齿轮配合，取d2?40mm

3.确定

d3

d3?d4?2d4(1?0.07%~0.1%)?48mm定位齿轮2和齿轮3：

4.确定d4

与高速级大齿轮配合，取：d4?42mm

5.确定

d5

d5?d1?35mm与轴承配合：：

4.2.4选择轴承润滑方式和确定与轴长有关的参数。

查 [2]

P25（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度v” v＜2ms，故选用脂

润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表

表4.2 和轴长度有关的参数

名称 轴承支点距轴承宽边端面距离a 依据 查 [2]P119 表12-6 选轴承为7207AC，a=21mm 单位 mm 确定结果 21 4.2.5计算各轴段长度

1.确定l1

由l1?B7207AC??4??2?2?2?17?10?10?4?41mm

2.确定l2 齿轮配合长度：l2?B3轮毂?2?85?2?83mm

28

3.确定l3

l3?8~15mm,取l3?10mm

4.确定l4 齿轮配合长度：

5.确定l5

l5?B7207ACl2?B2轮毂?2?55?2?53mm

??4??2?60?552?2?2?43.5mm

6.确定L（总长）

L?l1?l2?l3?l4?l5?230.5mm

7.确定l（支点距离）

l?L?2(a?2)?230.5?2?(21?2)?184.5mm

4.3 Ⅲ轴的结构设计

图4.4 Ⅲ轴的结构草图

4.3.1选择轴的材料及热处理方法

查[1]表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径?100mm，热处理方法为正火回火。

4.3.2确定轴的最小直径

29

查[1]P246的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

6d?39.55?103PPⅡ0.2???n?A03n

Ⅱ再查 [1]表14-2，A0?118~107

d?AP03Ⅱn?118~10733.00Ⅱ48.50?46.76~42.40mm

考虑键：有一个键槽，轴径加大5-7%，则： d?(46.76~42.40)?(1?5%~7%)?50.03~44.52mm

4.3.3确定各轴段直径

1.确定d1

由于与联轴器配合，配合轴径为d1=50mm

2.确定d2 考虑联轴器定位：

d2?d1?2(0.07~0.1)d1?50?100?(0.07~0.1)?57~60mm3.确定

d3

为了轴承装配的方便： d3?d2，取符合轴承标准孔径大小为

d3?65mm

4.确定d4 考虑轴肩定位：

d4?d3?2(0.07~0.1)d3?74~78mm

5.确定

d5

考虑齿轮的定位：

d5?d6?2(0.07~0.1)d6?79.8~84mm

6.确定

d6

由于与齿轮配合

d6=70mm

7.确定

d7

由于轴承配合：d7?d3?65mm

30

4.3.4选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。

查 [2]P25（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度v”， v?1.346＜2ms，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表

表4.3 和轴长度有关的参数

名称 依据 单位 确定结果 轴承支点距轴承宽边端面距查 [2]P119 表12-6 mm 33.5 离a 选用轴承7213AC：a=33.5 4.3.5计算各轴段长度。

1.确定l1

选联轴器轴孔长度为84mm，则：l1?84?(2~3)mm

2.确定l2 由公式

l2?50??4?B7213AC?2?e?25?50?10?23?2?9?25?49mm

3.确定l3

由公式

l3?B7213AC??4?2?2?23?10?2?2?37mm

4.确定l4

由公式l4?60?10?2?68mm

5.确定l5

由公式

l5?(8~15)mm

6.确定

l6

配合齿轮4：

l6?B4轮毂?2?(80?2)mm

7.确定l7

l85?807?2?B7213AC??4??2?2?2?2?23?10?10?2.5?2?49.5mm

8.确定L（总长）

31

L?l1?l2?l3?l4?l5?l6?l7?373.5mm

9.确定l（支点距离）

l?l3?l4?l5?l6?l7?2(a?2)?171.5mm

4.4 校核Ⅱ轴的强度

图4.5 Ⅱ轴的结构图

齿轮的受力分析： 斜齿轮上的圆周力：F2T?t?d；径向力：Fr?Ftantcos?；轴向力：Fa?Fttan?

分别将:

Ft2?2?204.06204.34?10?3?1997.26;??20;?2?14.31?

Ft3?4958.7;??20;??3?14.53代入以上3式，得：

表4.4 和轴长度有关的参数

齿轮2上的圆周力 齿轮上的径向力 齿轮上的轴向力 1997.26 750 726.94 齿轮3上的圆周力 齿轮上的径向力 齿轮上的轴向力 4958.7 1864.45 1285.18 4.4.1求支反力、绘弯矩、扭矩图

32

轴Ⅱ受力简图

图4.6 Ⅱ轴的受力图

其中， Ft3、Ft2方向均向外；Fr3、Fr2方向都指向轴心；

Fa3向左，a2向右。

F1.垂直平面支反力，如图a) 轴向力

Fa3,Fa2平移至轴心线形成的

弯矩分别为：

Ma3?Fa3?d32d22?1285.18?82.64?102?3

?3?53.10N?m(顺时针)Ma2?Fa2??726.94?204.34?102?M

?74.27N?m(顺时针)FAV??Fr2?l1?Fr3(l2?l1)?Ml1?l2?l33a3a2750?46?1864.45?(80?46)?(53.10?74.27)?1058.5?80?46??395.94NFBV?Fr2?Fr3?FAV ?750?1864.45?(?395.94)

??718.51N2.垂直平面弯矩图，如图b) 计算特殊截面的弯矩：

MV3??FAV?l3??395.94?58.5?10??23.16N?m?3图4.7 Ⅱ轴的各受力图

33

MV3??MV1?Ma3??23.16?53.1

??76.26N?mMV2??FBV?l1??718.51?46?10?3

??33.05N?mMV2??MV2??Ma2??33.05?74.27

??107.32N?m3.水平平面支反力，如图c)

FFt3(l1?l2)?Ft2l1AH?l1?l2?l3?4958.7?(46?80)?1997.26?4658.5?80?46

?3884.39NFBH?Ft3?Ft2?FAH?4958.7?1997.26?3884.39

?3071.57N4.水平平面弯矩图,如图d) 计算特殊截面的弯矩：

MH3?FAH?l3?3884.39?58.5?10?3

?227.24N?mMH2?FBH?l1?3071.57?46?10?3

?141.29N?m5.合成弯矩图, 如图e)

M223??MV3???MH3?228.42N?m M?M223?V3???MH3?239.69N?m M?M222?V2???MH2?177.43N?m M?M222?V2???MH2?145.10N?m

6.扭矩图,如图f)

34

T?204.06N?m

4.4.2按弯扭合成校核轴的强度

1.确定轴的危险截面

根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：截面3受到的合力矩最大，且大小为： M?M3??239.69N?m,再考虑到两个装齿轮的轴段d2?d4,因此截面3为危险截面。

2.按弯矩组合强度校核轴危险截面强度 （轴的抗弯截面系数W?取??0.6，则：

?ca?M2?d323?bt(d?t)2d2，初选键：b=12,t=5,d=40;解得W=5361.25 mm3）

?(?T)W2?(239.69?10)?(0.6?204.06?10)5361.253232?50.20MPa

查表15-1得[??1]=60mpa,因此?ca?[??1],故安全。

35

5 轴承的选择和校核 5.1 Ⅱ轴轴承的选择和校核

5.1.1 Ⅱ轴轴承的选择

选择Ⅱ轴轴承的一对7207AC轴承，查[2] P119表12-16校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算:

Lh?5?16?300h?24000h

5.1.2 根据滚动轴承型号，查出Cr和Cor。

Cr?29kN;Cor?19.2kN

5.1.3 校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求

1.画轴承的受力简图

图5.1 轴承的受力图

2.求轴承径向支反力Fr1、Fr2 （1）垂直平面支反力F1v、F2v

F1V?FAV?395.94NF2V?FBV?718.51N

（2）水平面支反力F1h、F2h

F1h?FAH?3884.39N

36

F2h?FBH?3071.57N

（3）合成支反力Fr1、Fr2

F22r1?F1v?F1h?395.942?3884.392?3904.52N

Fr2?F222v?F2h?718.512?3071.572?3154.49N

3.求两端面轴承的派生轴向力Fd1、Fd2

Fd1?e?Fr1?0.68?3904.52N?2655.07N Fd2?e?Fr2?0.68?3154.49N?2145.05N

4.确定轴承的轴向载荷Fa1、Fa2

Fae?Fa3?Fa2?1285.18?726.94N?558.24N

由于

Fd2?Fae?2145.05?558.24N?2703.29?Fd1

因此轴承1被压紧：Fa1?Fd2?Fae?2703.29N

轴承2被放松：Fa2?2145.05N

5.计算轴承的当量载荷Pr1、Pr2 查[1] 表13-5 ：可得：e=0.68 ①

Fa1/Fr1?2703.29/3904.52?0.692?e

查[1]表有：X1?0.41,Y1?0.87 取fP?1.2 得：Pr1?fP?(X1?Fr1?Y1?Fa1)?1.2?(0.41?3904.52?0.87?2703.29)?4743.26N②

Fa2/Fr2?2145.05/3154.49?0.68?e

查[1]表有：X2?1,Y2?0，取fP?1.2，得：

Pr1?fP?X1?Fr2?1.2?1?3154.49?3785.39N

?Pr1?Pr2

因此轴承1危险。

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6.校核所选轴承

由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承1计算，滚子轴承的

e?0.68，查表13-6取冲击载荷系数 fP?1.2，查表13-7取温度系数ft?1.0，计

[1]

[1]

算轴承工作寿命：

L106Cr3106h?60n(P)?60?144.61(29?1034743.26)3?26400?24000

结论：选定的轴承合格，轴承型号最终确定为：7207AC

38

6 键联接的选择和校核

6.1 Ⅱ轴齿轮键

6.1.1 键的选择

一般8级精度以上尺寸的齿轮有定心精度要求，因此均选用普通圆头平键 A型,根据键槽所在段轴径为分别为d1?42mm;d2?40mm：

查P107，选用，（大齿轮）键1：b1?h1?12?8 （小齿轮）键2：b2?h2?12?8

[2]

6.1.2 键的校核

键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿轮宽度55, 小齿轮宽度80，根据键的长度系列选键长:

键1：L1?45mm；键2：L2?70mm 查[1]P103表16-2得

键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：

[?P]?100~120MPa，则：

2T2?10K1l1d13键1：?P1??2?204.06?10823MPa?73.61?[?P]

?(45?12)?42键2：?P2?2T2?10K2l2d23?2?204.06?10823MPa?43.98?[?P]

?(70?12)?40所以所选用的平键强度均足够。

取键标记为： 键1：12×45 GB/TB1096-79 键2：12×70 GB/TB1096-79

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7 联轴器的选择

查[1]P257表15-1得

为了隔离振动和冲击，查[2]P129表13-6，选用弹性套柱销联轴器； 载荷计算：

公称转矩：T=594.40N*m 选取工作情况系数为：Ka?1.5

所以转矩 Tca?KaT3?1.5?594.40?891.6N?m

因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT9型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1000Nm，孔径长度为J型L1?84mm。

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8 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择

8.1传动零件的润滑

8.1.1 齿轮传动润滑

因为齿轮圆周速度v?12ms，故选择浸油润滑。

8.1.2滚动轴承的润滑

因为齿轮速度v均＜2ms，故滚动轴承选用脂润滑。

8.2减速器密封

8.2.1 轴外伸端密封

毛毡圈油封。

8.2.2 轴承靠箱体内侧的密封

挡油板：防止涨油涨到轴承。

8.2.3 箱体结合面的密封

箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于150~200mm。

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9 减速器箱体设计及附件的选择和说明

9.1 箱体主要设计尺寸

表9.1箱体主要尺寸 计算结果名称 计算依据 计算过程 (mm) 箱座壁厚? 箱盖壁厚?1 箱座凸缘厚度b ??(0.025~0.03)a???8 ??(0.025~003)?164?3?7.10~7.92 8 8 12 12 (0.8~0.85)??8 1.5?(0.8~0.85)?8?6.4~6.8 1.5?8?12 箱盖凸缘厚度b1 1.5?1 1.5?8?12箱座底凸缘厚度b2 地脚螺栓直径df 2.5? 2.5?8?20 20 —— a?350时,n?6 —— 16 6 12 地脚螺钉数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 a=164<350 16?0.75?120.75df ?0.5~0.6?df 8~9.6 8 联接螺栓d2的间距l 轴承端盖螺钉直径d3 定位销直径d —— —— 100 ?0.4~0.5?df 6.4~8.0 8 8 ?0.7~0.8?d2 7.0~8.0

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C1minf

?25mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1 df查P24表5-1 [2]C1min1?20mmC1min2?15mmC2minC2min?23mm?12mm 25 20 16 23 14 、d2至凸缘查P24表5-1 边缘距离C2 轴承旁凸台半径R1 凸台高度h 轴承座宽度B1 [2]f2 —— —— —— —— 8?20?16?616 55 50 11.82 10 10 8 10 120 114 160 120 133.5 173.5 ??C1?C2?(5~10) —— 铸造过渡尺寸x,y 大齿轮顶圆与内箱壁距离?1 ?9.6 ≥1.2? ≥10～15 m1?0.85?1 m?0.85?—— 齿轮端面与内箱壁距离? 箱盖、箱昨筋2—— m1?6.8m2?6.8厚m1、m 轴承端盖外径D2 80?(5~5.5)?8?120~124D?(5~5.5)d3;D?轴承外径 72?(5~5.5)?8?112~116 120?(5?5.5)?8?160~164 轴承旁联接螺栓距离S S?D2 ——

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9.2.附属零件设计

9.2.1 窥视孔和窥视孔盖

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺钉紧固。尺寸参考查[2]P133表14-4。

9.2.2.通气塞和通气器

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内外压力平衡。尺寸参考查[2]

P136表14-10。

9.2.3.油标、油尺

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，油标尺中心线一般与水平面成450或大于450。尺寸参考查[2]表14-8。

P1359.2.4.油塞、封油垫

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。尺寸参考查[2]

P139表14-14。

9.2.5.起吊装置

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。尺寸参考查[2]14-13。

P138表

9.2.6.轴承端盖、调整垫片

通过轴承端盖、调整垫片可以调整滚动轴承的轴向游动，有利于轴承的正常工作。

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