三级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书

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F=46000N输送带工作速度v=0.55 m/s （允许误差 5% ;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380/220V的三相交流电源。.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F -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。传动系统中经V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器

2、，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。.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FvPw= = 2.53kW1000R=2.53 kW2）传动系统总效率”45w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； “c联轴器效率，刀c =0.99 ;qg 一闭式圆柱齿轮传动效率，4g =0.97qb 一对滚动轴承效率，4b =0.99 ;4 b-V 带效率，7 v =0.94 ;qcy一输送机滚筒效率，4cy =0.96 ；估算传动系统总效率刀二4 23 4 34 Tl 45 Tl 56 Tl 7w

3、式中423二4v =0.94 ；Pr=3.14 kWPm=4.0kW4 34二4 b 4 g=0.99 X 0.97=0.9603;“ 45二刀 b 4 g=0.99 X 0.97=0.9603;4 56二4 b 4 c=0.99 X 0.99=0.9801;4 7w二4 b 4 cy=0.99 X 0.95=0.9504;系统总效率刀二刀 23 Tl 34 Tl 45 Tl 56 Tl 7w=0.94 X 0.9603 X 0.9603 乂 0.9801 乂 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

4、可以确定，满足Pm Pr条件的电动机额定功率 Pm应该取 为 4.0kW2)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60000Vd= 22.132 r/min;由文献1表3-2初选同步转速为1500r/min和1000 r/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。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：方案的比较力杀电动机型号额定功率 (kVV同步转速(r/min )满载转速(r/min )总传 动比pY112M-44.01500144065.07IIY13

5、2M-64.0100096043.383)电动机型号的选择Y112M-4Pm=4.0 kW n =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=112mm电动机轴伸直径 D=28mm电动机轴伸长度E=60mm.传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=nm 1440nw22.132=65.07 ;i=65.07由传动系统方

6、案知12=1 ；按表3-1查取V带传动的传动比i v=i 23=2-4则V带传动比取为 i23=3.5;由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i 尸i34i45-=18.591 ; Im*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HBSC350,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：i 34=d.3i =4.916低速级传动比i 23=i_ = 18.591 i12 - 4.916=3.782传动系统各级传动比分别为：i 12=1； i 23=3.5;i 34=4.916; i 45=3.782 ;12=123=3.534=4.916

7、45=3.782m=1440 r/minPi=3.134 KwTi=20.785 N - m.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）n1= n m=1440 r/min ；Pi=P=3.134 kw ;T 1=9550 =9550X 3.134 =20.785N - m1 n114403轴（减速器高速轴）A 1440n3= =411.429 r/min ;i233.5P3=r 4 13 =3.134 X 0.94=2.946 kw ;T 3=9550%=68.382 N m； n34轴（减速器中间轴）n3 411.429n4= =83.692 r/

8、min ;i344.916P4=r 4 34 =2.946 X 0.9603=2.829 kw ;T 4=9550 24_ =322.814 N m； n45轴（减速箱低速轴）n4 83.692 ,n5=22.132 r/min ;i453.782P5=F4t 45 =2.829 X 0.9603=2.717 kw ;T5= 9550 p=1172.39 N - m； %6轴（输送机滚筒轴）n6=n5-=22.132 r/min ;i56P6=F5t 56 =0.9801X2.717=2.663 kw ;丁6=9550匝=1149.090 N - m；将上述计算结果和传动比效率汇总如表：n3=

9、411.429 r/minP3=2.946 kwT3=68.382 N - mm=83.692 r/minP4=2.829 kw T4=322.814 N - m/5=22.132 r/minP5=2.717 kwT5=1172.39 N - mn6=22.132 r/minP6=2.663 kw T6=1149.090 N - m FP F limSFYNTYXYST MPaminFlim1 230MP,Flim2 190Mp300 5)代入公式fpF limSF minYNTYXYST小齿轮：45钢调质 大齿轮：45钢正火按文献3,取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数N160aH n1

10、t 60 1 1440 (8 2962.07 109 3 106N260aHn2t 60 1 300.63 (8 2 300 5)4.33 108 3 106取弯曲强度计算系数Ynti1,Ynt21当mn 5时，尺寸系数Yx 1,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SFmin 1。得fpi 460MPa, FP2 380MPa验算齿轮弯曲强度F12000 KT2bmin丫尸2 1%1丫丫HP1 620MPaHP2 470MPaF22000KT2b2d2minYFa2Ysa2YY根据当量齿数：Zv1 乙/cos31

11、6.34 17,Zv2 Z2/cos377.63 78按文献3,取齿形系数YFa和应力修正系数Ysa分别为Ka1 2.47,YFa2 2.18,YSa1 1.63,丫1.82按文献3算的重合度系数YFa1 0.25 0.75 0.250.75 八“0.721.596按文献3,当纵向重合度1.284 时,a1118mm螺旋角系数Y 0.79。将以上数值代入应力计算公式2000KT2看皿丫39.72MPa2000KT22 V V 7 7YFa2 YSa2 Y Y b2d2mln38.46MPaa2 170mm因为F1 F1, F 2 F2故齿轮弯曲强度满足要求,mV 2.5mm中心距 法面模数 螺

12、旋角a=118mm m=2.5mmB =12.95（小齿轮左旋、大齿轮右旋）齿数z1=16z2=76分度圆直径di=41.044mmd2 =194.959mm齿顶圆直径da1=46.044mmda2=199.959mm齿根圆直径df 1=35.544mmdf2=187.459mm齿宽b =50mmb2 =45mm设计偏于安全。主要设计计算结果齿轮精度等级 材料及热处理小齿轮选用45号钢，调质，HBS1=229286,油润滑;大齿轮选用45号钢，正火，HRS2=169217,油润滑;.减速器轴及轴上零件的设计1）轴的布置轴的布置参照图乙Z2167612.95已知数据 2I 118mm，a2 17

13、0mm， bh1 50mm, bl1 65mm,bh2 45mm,bl2 60mm考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10mm考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm.为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5 mm初取轴承宽度分别为 n二20 mm n2=22 mm n3=22 mm3根轴的支承跨距分别为：2(ck)bh1sbl1n1 =175 mm2(ck)bh1sbl1n2 =177 mm2(c k) bh1 s bn n3=177 mm2)轴的设计高速轴(1轴)的设计d1d2b141.044mm194.95mm50mm45mmllK=1.667轴上小齿轮的直

14、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。AB1 AC1 BCli =175mma)计算齿轮的啮合力bhic k 一 =50mm 2AB1AC =125mmni288001.1547604.41图5-4高速轴H轴)的受力分析(a)轴的受力简图：(fa)轴在水平面内的受力筒图：(c)轴在垂直面内的W力简图Md)轴在水平面内的弯矩图；(e)轴在垂面内的弯矩图：(0轴的合成弯矩图；(g)釉的合成转矩图91265.02M ji .H II HU 口Hl i nTmnim&ch84609 532000 T12000 24.42 1189.94N

15、di41.044Fri Fti tan-n- 1189.94 tan20 444.41N coscos12.95Fa1Ft1 tan 1189.94 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。RaxFt1lBC 849.96N Rbx%Rax 339.98NlABM AX M BX 0 MCXRAX l ACRBXlAC 42498N - mm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示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。EbCFa/2lAB325.31NRY Fr1Ray94.87 NMAY

16、 MBY 0MCY1 17476 N mmM CY2 11858.7 N - mm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图Ra 919.02N Rb 352.97N轴向力Fa 273.63N ,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。MA MB 0MC1 Mcx MCy145950.95 N - mmMC2 , MCx MCy244121.25 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：b 637MPa 158.7MPa ,取折算系数=0.6J2_ 2由式 d 3

17、10 M （T） mm所以 d 20.18mm,f）轴的结构设计按经验公式，减速器输入端的轴端直径de （0.81.2）dm （0.81.2） 28 22.4 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de 25mm输入轴端选用b 637MPa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，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定2辅点结樗尺寸1皿山Kt)i30 2.53.0任：在安装联轴器处，当直径心受到轴颈直径和联轴热轴径限制时允许按 由-d 724尢取值;或此处不设计轴肩，可借助于套筒实现塔

18、轴的轴向 定位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)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ABAClBClBD12=177mmbhi22“5 10250251mm ；1 AB1 AC17751 126mm；b112225 10265258.5mm ；计算齿轮的啮合力Ft2d22000 112.33 1152.34N194.959Fr2tanF t2cos1152.34 tan20430.37Ncos12.95Fa2Ft2 tan1152.34 tan 12.9526

19、4.98NFt32000 不d32000 112.33 2995.47N75Fr3Ft3 tan n2995.47 tan12.951090.26N轴在水平面内的受力简图如(b)所示RaxFt2lBC Ft3lBD1810.34N1 ABRbx Ft2 Ft3 Rax 2337.47NMax Mbx 0MCX 92327.34N mm M DX136741NJ- mm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。RAYFa2d2/2 Fr2lBC FBDl AB3199.91NFr3Fr2Ray459.98NMay Mby 0MCY1 10195.41 N - mm MCY2= -15635.07N - mmM DY 26908.83 N - mm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图Ra = 1821.34 NRb = 2382.30 N轴向力Fa 2