二级圆柱齿轮减速器装配图课程设计.

1、1. 设计任务书1) 设计任务设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有 V 带和两级圆柱齿轮减速器。2) 原始数据输送带有效拉力Fv=46000N（允许误差±）输送带工作速度=0.55 m/s5% ;输送机滚筒直径d=475 mm;减速器设计寿命5 年3) 工作条件两班制工作，常温下连续运转；空载起动，工作载荷有轻微振动；电压为 380/220 V 的三相交流电源。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过 V 带传动 2 将动力传入两级圆柱齿轮减速器 3，再经过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送机 6 工作。传

2、动系统中经 V 带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。3. 电动机的选择1) 电动机容量的选择由已知条件可以算出工作机所需有效功率Pw=Fv= 2.53kW10002）传动系统总效率 5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； c 联轴器效率， c =0.99 ； g 闭式圆柱齿轮传动效率， 'g =0.97 b 对滚动轴承效率， b =0.99 ； b V 带效率， v =0.94 ； cy 输送机滚筒效率， cy =0.96 ；估算传动系统总效率=233445567w式中

3、23=v =0.94； 34= bg=0.99 ×0.97=0.9603; 45= bg=0.99 ×0.97=0.9603; 56= bc=0.99 ×0.99=0.9801; 7w= bcy =0.99 × 0.95=0.9504;系统总效率=233445567w=0.94 ×0.9603 ×0.9603 × 0.9801 × 0.9504=0.8074;工作机所需要电动机功率Pr = Pw =3.14kW;由文献 1 表 3-2 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足 PmPr 条件的电动机额定

4、功率 Pm应该取为 4.0 kW 。2) 电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速n60000 v 22.132 r/min;d由文献 1表 3-2 初选同步转速为1500 r/min和 1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为 4.0kw 的电动机型号应分别取为 Y112M-4型和 Y132M1-6型。把 Y112M-4 型和 Y132M1-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案的比较方案电动机型号额定功率 同步转速 满载转速 总传（ kW）（ r/min ）（r/min ）动比IY112M-44.01500144065.07IIY132M-64.

5、0100096043.383) 电动机型号的选择Pw=2.53 kWPr =3.14 kWPm=4.0 kWY112M-4Pm=4.0 kWn =1440 r/min对两级圆柱齿轮传动来说，方案 I 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 65.07 ，这对两级减速传动来说不算大，故方案I 较合理。选用 Y 系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率P m=4.0 kW电动机满载转速n m=1440 r/min电动机中心高H=112 mm电动机轴伸直径D=28 mm电动机轴伸长度E=60 mm4. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i= nm =

6、1440 =65.07 ；nw22.132由传动系统方案知i 12=1；=i =2-4则 V 带传动比取为按表 3-1 查取 V 带传动的传动比 iv23i23=3.5 ；由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i=i i =错误！未找到引用源。 =18.591；34 45为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度 HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比：i34=1.3i=4.916低速级传动比i 23=i=18.591 =3.782i 124.916传动系统各级传动比分别为：=3.782 ；i =1；i=3.5 ； i=4.9

7、16 ； i122334455. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：1 轴（电动机轴）n 1= n m =1440 r/min；P 1=Pr =3.134 kw ；T 1=9550 p1 =9550× 3.134 =20.785N·m；n11440i=65.07i 12=1i 23=3.5i 34=4.916i 45=3.782n1=1440 r/minP1=3.134 KwT1=20.785 N · m3 轴（减速器高速轴）n 3= n1 =1440 =411.429 r/min；i233.5P 3=P113 =3.134 &#

8、215; 0.94=2.946 kw ；pT 3=95503=68.382 N ·m；4 轴（减速器中间轴）n 4= n3 = 411.429 =83.692 r/min；i344.916P 4=P334 =2.946 × 0.9603=2.829 kw ；T 4=9550 p4 =322.814 N ·m；n45 轴（减速箱低速轴）n 5= n4 = 83.692 =22.132 r/min；i453.782P 5=P445 =2.829 × 0.9603=2.717 kw ；T 5= 9550 p5 =1172.39 N ·m；n56 轴（

9、输送机滚筒轴）n 6= n5 =22.132 r/min；i56P 6=P556 =0.9801X2.717=2.663 kw ；T 6=9550 p6 =1149.090 N ·m；n6将上述计算结果和传动比效率汇总如表：n3=411.429 r/minP3=2.946 kwT3=68.382 N · mn4=83.692 r/minP4=2.829 kwT4=322.814 N ·mn5=22.132 r/minP5=2.717 kwT5=1172.39 N ·mn6=22.132 r/minP6=2.663 kwT6=1149.090 N 

10、3;mFP F limYNT YX YSTMPaSF min按文献 3，取弯曲疲劳极限应力F lim 1230MP,190MPF lim 2根据弯曲应力变化总次数N1 60aH n1 t60 11440(823005)2.071093106N 2 60aH n2 t60 1300.63(82 300 5)4.331083106取弯曲强度计算系数 YNT 11,YNT 21当 mn5 时，尺寸系数 YX1,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数 YST 2 。按文献 3，当失效概率低于 1/100 时，取弯曲强度最小安全系数 SF min1。代入公式 FP F limYNT YX YSTSF

11、 min得 FP1460MPa ,FP2380MPa 验算齿轮弯曲强度F12000 KT2 YFa1YSa1Y Yb1d2mnF 22000KT2 YFa 2YSa2Y Yb2d2mn根据当量齿数：Zv1Z1 / cos316.3417,Zv2Z2 / cos377.6378按文献 3，取齿形系数YFa 和应力修正系数 YSa 分别为YFa 12.47,YFa 22.18,YSa11.63,YSa21.82按文献 3 算的重合度系数YFa1 0.250.750.750.250.72a1.596小齿轮：45 钢调质大齿轮：45 钢正火HP 1 620MPaHP 2 470MPa按文献 3 ，当纵

12、向重合度1.284 时，螺旋角系数 Y0.79。将以上数值代入应力计算公式a1118mmF12000 KT2 YFa 1YSa1Y Y39.72MPab1d2 mnF 22000 KT2 YFa 2YSa2Y Y38.46MPab2 d2mn因为 F1 F1,F 2 F 2 ，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。a2170mm 主要设计计算结果中心距a=118mm法面模数mn=2.5mmmn2.5mm螺旋角=12.95 °( 小齿轮左旋、大齿轮右旋 )齿数z1 =16z2 =76分度圆直径d1 =41.044mmd 2 =194.959mm齿顶圆直径da1 =46.044mmda

13、2 =199.959mm齿根圆直径d f 1 =35.544mmd f 2 =187.459mm齿宽b1 =50mmb2 =45mm齿轮精度等级7级材料及热处理小齿轮选用 45 号钢，调质， HBS1=226286，油润滑；大齿轮选用 45 号钢，正火， HRS2=169217，油润滑；6. 减速器轴及轴上零件的设计1) 轴的布置轴的布置参照图z116z276已知数据 a1118mm,a2170mm,60mmbh150mm, bl165mm,bh2 45mm, bl 2考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10 mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸ck=10 mm.为保证滚动

14、轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸。=5 mm初取轴承宽度分别为 n =20 mm，n =22 mm， n =22 mm。1233 根轴的支承跨距分别为：l12(c k ) bh1sbl1n1 =175 mm；l 22(c k) bh1sbl1n2 =177 mm；l32(c k) bh1sbl 1n3 =177 mm；2) 轴的设计 高速轴（ 1 轴）的设计12.95d141.044mmd2194.95mmb150mmb245mm轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理 45 号钢，调质。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。图中K=1.667lABl；1 =175mmlA

15、Cn1c kbh1；22=50mml BCl ABl AC =125mm；a) 计算齿轮的啮合力Ft12000T12000 24.42d11189.94N41.044Fr1Ft1tan ntan20444.41Ncos1189.94cos12.95Fa1Ft1tan1189.94 tan12.95237.63Nb) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。RAXFt1 l BC849.96NRBXFt1RAX 339.98 Nl ABM AXMBX0MCXRAX l ACRBX l AC42498 N·mm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c)

16、求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。RAYFr 1l BCFa1d1/ 2l AB325.31NR YFr1 RAY 94.87 NM AYM BY0M CY117476 N·mmM CY 2 11858.7 N·mm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图RA919.02NRB352.97N轴向力 Fa273.63 N ，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A 上。MAMB0MMC1M cx2M cy2145950.95 N·mmC2M cx2M cy22

17、44121.25 N· mm传动力矩T1 =24419.95 N · mme）轴的初步设计由文献 2 表 15-1 和 15-3 查表得：b637MPa158.7MPa ，取折算系数0.6由式 d310 M2( T)2mm所以d20.18mm,f ）轴的结构设计按经验公式，减速器输入端的轴端直径de(0.8 1.2)dm(0.8 1.2)2822.4 33,6mm初步确定轴的最小直径，由式（15-2 ）估算，查表得，所选电动机轴直径de25mm输入轴端选用b637MPa 弹性套柱销联轴器Tn=125N.mm,n=4600r/min；输入轴端直径选用de=32mm；安装齿轮，

18、联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1 的表5-2 确定所以高速轴的结构设计如下:中间轴（ 2 轴）的设计选择轴的材料及热处理45 号钢，调质a) 轴的受力分析轴的受力简图如图（ a）所示。(a)(b)(c)（ a）轴的受力简图； （b）轴在水平面内的受力分析；（ c）轴在垂直面内的受力简图；图中l ABl 2 =177mm；l ACn2ckbh1225 105051mm；2222l BCl ABlAC177 51 126mm ；l BDn2ckbl 1225 106558.5mm；2222计算齿轮的啮合力Ft 22000T22000112.33d21152.34 N194.959Fr 2Ft 2ta

19、nn1152.34tan 20430.37Ncoscos12.95Fa 2Ft 2tan1152.34tan12.95264.98NFt 32000T22000112.33d3752995.47 NFr 3Ft 3tann 2995.47tan12.951090.26N轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。RAXFt 2l BCFt 3lBD1810.34 Nl ABRBXFt 2Ft 3RAX2337.47NM AXM BX0M CX92327.34 N ·mm M DX136741 N· mm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。RAYFa2d2 / 2Fr 2lBCFr 3lBD3199.91Nl ABRBYFr 3Fr 2RAY459.98NM AYM BY0MMCY 1DY10195.41 N ·mmM