二级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书

机械课程设计说明书11.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=0.55m/s（允许误差±5%）;输送机滚筒直径d=475mm;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。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机械课程设计说明书2Pw=1000Fv=2.53kW2）传动系统总效率ηη5w—输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率；ηc—联轴器效率，ηc=0.99；ηg—闭式圆柱齿轮传动效率，η'g=0.97ηb—对滚动轴承效率，ηb=0.99；ηb—V带效率，ηv=0.94；ηcy—输送机滚筒效率，ηcy=0.96；估算传动系统总效率η=η23η34η45η56η7w式中η23=ηv=0.94；η34=ηbηg=0.99×0.97=0.9603;η45=ηbηg=0.99×0.97=0.9603;η56=ηbηc=0.99×0.99=0.9801;η7w=ηbηcy=0.99×0.95=0.9504;系统总效率η=η23η34η45η56η7w=0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074;工作机所需要电动机功率Pr=wP=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Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应该取为4.0kW。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dvn60000≈22.132r/min;由文献[1]表3-2初选同步转速为1500r/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（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比IY112M-44.01500144065.07IIY132M-64.0100096043.383)电动机型号的选择Pw=2.53kWPr=3.14kWPm=4.0kWY112M-4Pm=4.0kWn=1440r/min机械课程设计说明书3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Pm=4.0kW电动机满载转速nm=1440r/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=60mm4.传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=wmnn=132.221440=65.07；由传动系统方案知i12=1；按表3-1查取V带传动的传动比iv=i23=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∑=i34i45=错误!未找到引用源。=18.591；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HBS≤350，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=i3.1=4.916低速级传动比i23=12ii=18.5914.916=3.782传动系统各级传动比分别为：i12=1；i23=3.5；i34=4.916；i45=3.782；5.传动系统的运动和动力参数计算i=65.07i12=1i23=3.5i34=4.916i45=3.782n1=1440r/minP1=3.134KwT1=20.785N·m机械课程设计说明书4实际传动比：68.31212zzui传动比误差：%068.368.368.3'iii（在允许误差范围内）分度圆直径2,1dd：n3=411.429r/minP3=2.946kwT3=68.382N·mn4=83.692r/minP4=2.829kwT4=322.814N·mn5=22.132r/minP5=2.717kwT5=1172.39N·mn6=22.132r/minP6=2.663kwT6=1149.090N·m机械课程设计说明书5mmzmdmmzmdnn5.2671075.25.72295.22211齿宽21,bb：mmabba5.5935.01702取mmb602mmbb55~50)10~5(21取mmb651①确定载荷系数K使用系数AK,按表6-5，AK=1.0；动载系数VK，齿轮圆周速度smndv/18.110006063.300044.4114.310006011齿轮精度，参考表6-6取为8级精度，按图6-20，动载荷系数12.1VK，齿向载荷分布系数20.1K，端面重合度=[1.88-3.2（11z+21z）]=[1.88-3.2×（291+1071）]=1.74当总重合度74.1时，则齿间载荷分配系数K=1.24，最后求得在和系数43.122.112.105.11KKKKKvA②验算齿面接触疲劳强度按文献[3],算得重合度系数Z=868.0374.1434小齿轮：45钢调质大齿轮：45钢正火MPaHP620][1MPaHP470][2机械课程设计说明书6316.188.07.1077.1868.043.122''22ZKKZ由于2''2ZKKZ，故设计偏于安全。③确定许用弯曲应力21FPFP，STXNTFFFPYYYSminlim][MPa按文献[3]，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF210,2402lim1lim根据弯曲应力变化总次数682268111031018.1)530028(69.81160t601031033.4)530028(63.300160t60naNnaNHH取弯曲强度计算系数1,121NTNTYY当5nm时，尺寸系数1XY,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数2STY。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1minFS。代入公式STXNTFFFPYYYSminlim][得MPaMPaFPFP420][,480][21④验算齿轮弯曲强度YYYYmdbKTSaFanF1121212000YYYYmdbKTSaFanF2222222000根据齿数：107,2921ZZ。按文献[3]，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为mma1181mma1702mmmn5.2机械课程设计说明书780.1,63.1,17.2,52.22121SaSaFaFaYYYY按文献[3]算的重合度系数68.074.175.025.075.025.0aY将以上数值代入应力计算公式MPaYYYYmdbKTSaFanF23.282000112121MPaYYYYmdbKTSaFanF40.332000222222因为2211][,][FFFF，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。⑤主要设计计算结果中心距a=170mm法面模数mn=2.5mm齿数1z=292z=107分度圆直径1d72.5mm2d=267.5mm齿顶圆直径1ad=77.54mm2ad=272.5mm齿根圆直径1fd=66.25mm2fd=261.25mm齿宽1b=65mm2b=60mm齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮选用45号钢，调质，HBS1=229～286，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，HRS2=200～230，油润滑；6.减速器传动零件的设计计算（数据图表来源自文献[2]）1)高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算①选择齿轮材料及热处理方式小齿轮1选用45号钢，调质处理，HBS1=229～286；大齿轮2选用45号钢，正火处理，HRS2=169～217；②确定许用接触应力1HP和2HP761621zz95.12mmdmmd95.194044.4121mmb501mmb452机械课程设计说明书8LWNHHHPZZZminlim][MPa取疲劳极限应力MPaH6201limMPaH4702lim根据接触应力变化次数782279111051033.4)530028(63.300160t601051007.2)530028(1440160t60naNnaNHH按文献[3]取接触强度计算寿命系数1NZ=1，2NZ=1；因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ=1；一般计算中取润滑系数LZ=1;按文献[3]，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数1minHS。将以上数值代入许用接触应力计算公式LWNHHHPZZZminlim][得MPaHP620][1MPaHP470][2③按齿面接触强度条件计算中心距a3222)4.22()1(KTuZZZZuaHPHE初取螺旋角β=10°，大齿轮转矩33.1122TN·m理论传动比76.3'2i齿宽系数35.0a初取载荷系数75.1'KK=1.667机械课程设计说明书9弹性系数8.189EZMPa初取节点区域系数475.2'HZ初取重合度系数80.0'Z初取螺旋角系数992.0'Z将以上数据带入公式mmKTuZZZZuaHPHE47.11435.033.11275.1)47079.4992.08.0475.28.1894.22()179.4()4.22()1(323222'''''按表取mma1181④确定主要参数和计算主要尺寸中心距mma1181，按表4—2，低速级mma1702模数nm：mmmmmmmmamnnn5.22~5.14~2200)02.0~01.0()02.0~01.0(齿数21,zz：初设10'理论传动比76.3''ui91.7606.16)179.4(5.210cos1182)1(cos2'12''1uzzumazn经元整后取76,1621zz实际传动比：75.41212zzui机械课程设计说明书10传动比误差：%8.079.475.479.4'iii（在允许误差范围内）螺旋角：95.129746.01182)7616(5.22)(cos21azzmn在20~8范围内，取小齿轮右旋，大齿轮左旋分度圆直径2,1dd：mmzmdmmzmdnn95.1949746.0765.2cos044.419746.0165.2cos2211齿宽21,bb：mmabba3.4135.01182取mmb452mmbb55~50)10~5(21取mmb501⑤确定载荷系数K使用系数AK,按表6-5，AK=1.0；动载系数VK，齿轮圆周速度smndv/09.31000601440044.4114.310006011齿轮精度，参考表6-6取为7级精度，按图6-20，12.1VK，齿向载荷分布系数20.1K，端面重合度