1、3、设计任务1 .题目 2 ( 3)设计一用于带式输送机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。2 .总体布置简图图13 .工作情况工作平稳，单向运转4 .原始数据运输机卷筒 扭矩(N?m)运输带速 度(m/s)卷筒直径(mm带速允许 偏差(%使用年限 (年)工作制度(班/日)14000.7535051025 .设计内容(1) 电动机的选择与运动参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写6 .设计任务(1) 减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2) 齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)
2、(3) 设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明传动方案如总体布置简图(图1)所示，中间传动采用 V带传动和同轴式二级减速箱进行降速。V带传动适用于中高速级，具有结构简单，传动平稳，过载保护等优点；同轴式减 速箱横向尺寸小，两大齿轮浸油深度大致相同。减速箱输出轴(低速轴)与输送机卷筒轴采用联轴器连接。三、电动机的选择设计计算及说明结果1 .电动机类型的选择根据电源及工作条件，选用卧式封闭型Y (IP44)系列三相交流异步电动机。、2 .电动机功率的选择1)带速v(m/s),卷筒直径D(mm),卷筒车t速nw(r/min)有如下关多nDnw系v =60 M1000ntt60 M1000v 60
3、 M1000 M 0.75.则 nw = 40.93r / minn Dn 父 3502)由工作机主轴输出扭矩 T(N m)和转速nw(r/min),计算工作机 主轴所需功率为PW = -Tn = 1400. 40.93 = 6.00kW955095503)电动机输出功率的计算考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为Pd=M式中，”为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即f弓” n其中，12,，分别为传动系统中个传动副、联轴器及各对轴承的效率。根据课程设计(此段计算均查自此书)表2-4, V带传动1=0.955,圆柱齿轮传动 7=0.97,滚动轴承“3 =0.9875,联轴器”4 =0.99,
4、滚筒滑动轴承”5 =0.955。所以P 二qd口22 533 力4 76.00_.一23- 7.33kW0.955 父 0.97 父 0.9875 父 0.99 父 0.955电动机的额定功率应 Rd大于计算所得的输出功率Pd,根据表20-1,选择电动机额定功率为 Ped =7.5kW4)电动机转速的选择nw = 40.93r / minPw = 6.00kWPd =7.33kWP3d = 7.5kW设计计算及说明结果根据表2-1和表2-2, V带传动的传动比为ii =2 4 ,同轴式二级圆柱齿轮减速器传动比为i2 = 8 60 ,所以可得电动机的转速范围为nd =（i/i2）nw =（16
5、240）父40.93 =654.88 9823.2r / min表20-1提供的4种转速均可以。一般常用同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机，故从这两 种电动机中进行选择。电动机Y132M-4力杀12电动机Y160M-6Y132M-4同步转速（r/min）10001500满载转速（r/min）9701440总传动比23.7035.18各级传动比V带2.52.5减速器9.4814.07减速器每一级3.083.7511981参考比价53.52通过比较方案1和2,两者传动比配置方面相差不大，所以根据电动机质量以及价格，选择方案2,即选择电动机 Y132M-4。电动机重要参数记录如
6、下表型号132M-4同步转速1500r/min满载转速1440r/min堵转转矩/额定转矩2.2最大转矩/额定转矩2.3电动机外伸轴长度80mm直径38mm四、传动比配置和传动装置运动、动力参数计算设计计算及说明结果1.传动比配置1）总传动比nd1440i =35.18nw 40.932）分配各级传动比取带轮传动的传动比为i = 2.5则减速箱每传动传动比为i = 35.18i1 =2.54设计计算及说明结果i23 = i =14.07ii减速箱每一级传动比为2.传动装置运动、动力参数计算电动机轴为0号轴，减速箱高速轴为 1号轴，中速轴为 2号轴，低速 轴为3号轴。1）各轴转速n0 =1440
7、r / mini2 =i3 =3.75no1440n = = 576r / min11 2.5n1576n2 =153.6r / min12 3.75n2 153.6n3 = - = 40.96r / min13 3.752)各轴功率B = % = 7.5kWP =F0 rli = 7.5 父 0.955 = 7.16kWP2 = P 2 3 =7.16 0.97 0.9875 = 6.86kW 2 I 23P3 =F2 2 3 =6.86 0.97 0.9875 = 6.57kWn0 = 1440r / min01 = 576r / minn2 = 153.6r / min% = 40.96
8、r / minF0 = 7.5kWP = 7.16kWF2 = 6.86kWF3 = 6.57kWP07.5T0 =9550 0一 9550 ：= 40.74N mn01440T1 -9550 P口9550 7.16 W18.71N mn1576F26.86T2 =9550 -2-9550 -=426.52N mn2153.6T3 =9550 P3-9550 6.571531.82N mn340.96各轴转矩3)T0 =40.74N mT1 = 118.71N mT2 = 426.52N mT3 =1531.82N m电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速(r/min )1440576153.6
9、40.96功率（kW7.57.166.866.57转矩（N m）40.74118.71426.521531.82整理记录如下6五、各级传动主体设计计算设计计算及说明结果1. V带传动设计计算电动机功率Ped =7.5kW ,传动比ii =2.5 ,电动机转速n0 =1440r/min1）确定计算功率PCa根据机械设计（此段计算均查自此书）表 8-7查得工作情况系数Ka =1.2，故电=小眩=1.27.5 = 9kW2）选择V带的带型根据PCa、n0由图8-11选用A型。3）确定带轮的基准直径 dd并验算带速va.初选小带轮的基准直径 dd1o由表8-6和表8-8以及图8-11,取小带轮的基准直
10、径 dd1 = 125mm。b.验算带速v按式（8-13）验算带速ndd1no冗黑 125M1440v =d1-0-= 9.42m/s60 M100060 M1000因为5m/sv906486)计算带的根数za.计算单根V带的额定功率Pr。由 dd1=125mm 和 n0 =1440r/min ,查表 8-4a 得 P0 =1.910kW。根据 n0 =1440r/min , i1 =2.5 和 A 型带，查表 8-4b 得F0 =0.17kW。查表 8-5 得 Ka = 0.956 ,表 8-2 得 KL = 1.03 ,于是R =(R +AP0) Ka Kl = (1.910 + 0.17
11、)父0.956父1/03= 2.05kWb.计算V带的根数zPa9z - 4.39Fr2.05取z = 5根7)计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型带的单位长度质量 q 0.1kg / m ,所以/匚、5 (2.5-DP2(F0 ) min 500qvKazv(2.5 0,956)父9 工2=500父+0,1父9,422 =163,2N0.956 5 9.42应使带的实际初拉力 F0 (F0 )min。Ld = 2000mma = 648mm1 划 163Fr =2.05kWz =5(F0)min=163.2N9设计计算及说明结果设计计算及说明8)计算压轴力Fp压轴力的最
12、小值为5(Fp)min =1614.1N(FP)min =2z(F0)min sin -1 =2 5 163.2 sin 163 =1614.1N229)带轮主要尺寸根据表8-10,取相邻两轮槽中心距e = 15mm,两侧轮槽中心线到带B = 82mm轮边缘距离f =11mm,所以带轮的宽度为B =4e 2 f =4 15 2 11 = 82mm2.斜齿轮传动设计计算减速箱低速级承受载荷大，按照低速级进行设计计算。小齿轮转矩工=426.52N m ,转速n1 =153.6r/min ,传动比u =3.751)选精度等级、材料及齿数a.输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB1009
13、5-88 )。b.材料选择。由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr (调质)，硬度为 280HBS ,大齿轮材料为 45钢(调质)，硬度为240HBs ,二者材料硬度差 为 40HBS。c.选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数Z2 =3.75父24 = 90。d.选取螺旋角。初选螺旋角1 =14二。2)按齿面接触强度设计按式(10-21)试算，即d 2KL 鼠ZHZ1t-Vd u 100)。K =1.76故载荷系数K -KAKvKH.KH ?.-1 1.05 1.2 1.394-1.7610-10a)得(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(a - d1t1.63) = 84.2父
14、V Kt= 86.86mmd1 = 86.86mm(7)计算模数mn。d1 cos :mn 二86.86 cos14 - / = 3.51mmmn = 3.51mm243)按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)2KTY：C0s2 ： YFaYSadZ12 二%a.确定计算参数(1)计算载荷系数。(2)根据纵向重合度K =1.70K = KAKvKF.KF . =1 1.05 1.2 1.35=1.70君p = 1.808,从图10-28查得螺旋角影响系数Yp=0.88。(3)计算当量齿Zv1Z)24cos3 : cos31426.27Zv2Z23cos90cos314-=98.52(4)查取齿
15、形系数。由表 10-5 查得 YFa1 =2.592；匕2 =2.183(5)查取应力校正系数。由表 10-5 查得 YSal =1.596；YSa2 =1.789Sa212设计计算及说明结果(6)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限e1 0.87 x500-7i/ioctf1 = 310.7MPaS1.4r KKFN2仃 FE2 0.89 父380oi/|Doctf2 = 241.6MPaS1.4(9)计算大小齿轮的 YaYa并加以比较。际YFa1YS1 2.592父 1.596 Fa1 Sal = 0.01331川1310.7Y = 21当= 0.01616 际2241.6大齿轮的
16、数值大。b.设计计算2M1.70父426.52父103 M0.88MCOS214二八小mn 3zm 0.01616= 2.77mm00.95 父 242 M 1.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数mn大于由齿根弯曲疲方强度计算的发面模数，取mn =3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 86.86mm来计算应有的齿数。于是由acosP86.86xcos14 oo4 =28.09mn3取 4 =28,则 z2 =zu =28父3.75 = 105。4)几何尺寸计算 a.计算中心距(乙 +z2)m) (28 +105)M 3
17、a - - 205.6mm2cos P2 x cos14将中心距圆整为 a = 206mm。b.按圆整后的中心距修正螺旋角mn = 2.77mm4 =28Z2 =105a = 206mm设计计算及说明；(乙Z2)mn(28105)3:=arccosarccos14 25 532a2 206因P值改变不多，故参数 % K p,ZH等不必修正。c.计算大小齿轮的分度圆直径 zm28 3d2d.计算齿轮宽度Z2mln86.74mm cos142553105 3cos：cos1425 53=325.26mmb= dd1 =0.95 86.74 = 82.40mm圆整后取 B2 =85mm ; B1 =
18、90mm。由于同轴式二级减速箱的两对齿轮的传动比相同，低速级齿轮承载大,所以高速级齿轮的齿数、模数、齿宽按以上低速级齿轮设计取值。结果:=14 25 53d1 = 86.74mmd2 = 325.26mmBi = 90mmB2 = 85mme.结构设计为使中速轴上两个齿轮的轴向力可以相互抵消一部分，所以各个齿轮 的旋向为：高速级小齿轮，左旋；高速级大齿轮，右旋；低速级小齿轮，右旋； 低速级大齿轮，左旋。齿轮数据列表如下高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.75模数(mm)3螺旋角14 2553”中心距(mm)206齿数2810528105齿范(mm)90859085直径(mm)分度圆7
19、9.24317.7679.24317.76齿根圆92.74331.2692.74331.26齿顶圆86.74325.2686.74325.26旋向左旋右旋右旋左旋小齿轮齿顶圆直径 da1 = 92.74mm E 160mm,故采用实心式；大齿轮齿顶圆直径da2 = 331.26mm W500mm，故采用腹板式。13结果六、轴的设计计算及轴上零件的选择设计计算及说明1 .高速轴设计1）基本数据转矩 T1=118.71N m,转速 n1=576r/min,功率 R = 7.16kW2）计算作用在轴上的力高速轴小齿轮分度圆直径 4 = 86.74mm2T12 118.71 103周向力：Ft _12
20、737.11NFt =2737.11NFr =1028.7NFae = 704.4Nd186.741.4h,取Lv狼=10mm。 -（5）取大齿轮距箱体内壁的距离a=15mm,轴承端面距箱体内壁距离s=10mm,轴承宽度T = 28.25mm,则Lvi-w =T+s = 18.25 + 10=38.25mmLm-zv =T+s + a+（B2-L1V-v）=28.25 10 15 （85-82） = 56.25mm（6）根据轴承盖宽度和轴承盖螺钉长度，由结构取Ln-m =75mm各轴段直径、长度见下表。轴段i -nn -mm -w直径（mm）657580长度（mm）1057556.25备注联轴
21、器HL6轴承30216轴段W-VV -VIVI -vn直径（mm）859780长度（mm）821038.25备注齿轮轴承30216总长（mm）366.5c.轴上零件的周向定位大齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按di由表6-1查得平键尺寸为 bh黑L =18mmM 11mm 乂 100mm；同理，大齿轮与轴的 连接，选用平键为 b Mh 乂 L =22mmx14mmM 70mm。轴承定位采用过渡 配合保证。d.导圆和导角查手册取I -n段和w -vn段轴端导角为 C=2mm, 451各轴肩处导圆为R=2mm。（有定位要求的除外）设计计算及说明结果e.轴上的载荷轴上的受力分析如下图所示
22、，各力已向中心转换51 5717SAR 75耳了E轴器由T律 后1弋Z轮郭Ft-ae Fed1承/t1*FrMAHFNV1产H2 NVMH17MV图 6-2-2作为简支梁的跨距为L1 =73.75+68.75 = 142.5mm ,梁总长为L2 =68.75 + 73.75+150.5 = 293mm。根据受力分析及扭矩图和弯矩图,确定危险截面，计算列于下表中载荷水平囿H垂直面V支反力FFnhi =4598.4N ,Fnh2 =1058.4NFnv1 =4874.7N ,Fnv2 =4544.3N弯矩MMh1 =316.1N mMH2 =78.1N mMv =335.1N m22设计计算及说明
23、结果载荷水平囿H垂直向V总弯 矩M =X；M H1 +Mx2 = %；316.12 +335.12 = 460.7N m扭矩T3 =1531.82N mcca caM (二 T3)W(460.7 10 )(0.6 1531.82 10 )316.7MPa0.1 85轴为45钢调质，由表15-1查得仃=60MPa ,因此oca 仃,故安全。3.中速轴设计1）基本数据转矩 T2 =426.52N m ,转速 n2 =153.6r / min ,功率 P, =6.86kW2）计算作用在轴上的力中速轴大齿轮分度圆直径 d2 = 325.26mm二% =16.7MPa ca周向力:Ft12T2 _ 2
24、426.52 103d2 325.26-2622.6N径向力:Fr1二 2622.6 tan20=985.7Ncos142553轴向力：Fae1 = Ft1 tan - =2622.6 tan14 25 53 =674.9N ae 1i 1中速轴小齿轮分度圆直径 d1 = 86.74mm周向力:Ft22T2 = 2 426.52 103d1 一 86.74-9834.4N径向力:Fr2二 Ft2tan： ncos :tan20= 9834.43696.1Ncos1425 53Ft1 = 2622.6NF.1 =985.7NFae1 = 674.9NFt2 = 9834.4NFr2 =3696.1N轴向力：Fae2 = Ft2 tan =9834.4 tan14 2553 2530.8N ae2 i 2受力分析见图6-2-2 （各力已经向中心作等效变换）f.按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表数据，以及轴单向扭
