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 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380/220 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

2 Pw= 1000Fv= 2.53kW 2）传动系统总效率η η5w—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 =0.97 ηb —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4.0 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 dvn60000 ≈22.132 r/min; 由文献[1] 表3-2初选同步转速为1500 r/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 I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07 II Y132M-6 4.0 1000 960 43.38 3) 电动机型号的选择 Pw=2.53 kW

Pr=3.14 kW Pm=4.0 kW

Y112M-4 Pm=4.0 kW n=1440 r/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=4.0 kW 电动机满载转速 nm=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 mm 4. 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 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= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw； T1=955011pn=9550×3.1341440=20.785N·m；

i=65.07 i12=1 i23=3.5 i34=4.916 i45=3.782

n1=1440 r/min P1=3.134 Kw T1=20.785 N·m 机械课程设计说明书 4 3轴（减速器高速轴） n3=123ni=14403.5=411.429 r/min； P3=P1η13 =3.134×0.94=2.946 kw； T3=955033pn =68.382 N·m； 4轴（减速器中间轴） n4=334ni=411.4294.916=83.692 r/min； P4=P3η34 =2.946×0.9603=2.829 kw； T4=955044pn =322.814 N·m； 5轴（减速箱低速轴） n5=445ni=83.6923.782=22.132 r/min； P5=P4η45 =2.829×0.9603=2.717 kw； T5= 955055pn=1172.39 N·m； 6轴（输送机滚筒轴） n6=556ni=22.132 r/min； P6=P5η56 =0.9801X2.717=2.663 kw； T6=955066pn=1149.090 N·m； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表： 轴 号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 1轴 3轴 4轴 5轴 6轴 转速n(r/min) 1440 411.429 83.692 22.132 22.132 n3=411.429 r/min P3=2.946 kw T3=68.382 N·m

n4=83.692 r/min P4=2.829 kw T4=322.814 N·m

n5=22.132 r/min P5=2.717 kw T5=1172.39 N·m

n6=22.132 r/min P6=2.663 kw T6=1149.090 N·m 机械课程设计说明书

5 1) 低速级圆柱齿轮设计 （此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮） ① 选择齿轮材料及热处理方式 小齿轮选用45号钢，调质处理，286~2291HBS； 大齿轮选用45号钢，正火处理，230~2002HBS； ② 确定许用接触应力1HP和2HP LWNHHHPZZZminlim][ MPa 取疲劳极限应力 MPaH6201lim MPaH5102lim 根据接触应力变化次数 782278111051018.1)530028(69.81160t601051033.4)530028(63.300160t60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 功率P(kW) 3.134 2.946 2.829 2.717 2.663 转矩T(N·m) 20.785 68.382 322.814 1172.89 1149.090 联接件传动件 V带 齿轮 齿轮 联轴器 传动比i 3.5 4.916 3.782 1 传动效率η 0.94 0.9603 0.9603 0.9801 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

6 LWNHHHPZZZminlim][ 得MPaHP620][1 MPaHP510][2 ③ 按齿面接触强度条件计算中心距a 3222)4.22()1(KTuZZZZuaHPHE 大齿轮转矩 96.3962T N·m 理论传动比 68.3'2i 齿宽系数 35.0a 初取载荷系数 70.1'K 弹性系数 8.189EZ MPa 初取节点区域系数 5.2HZ 初取重合度系数 88.0'Z 将以上数据带入公式 mmKTuZZZuaHPHE95.16935.096.3967.1)51068.388.05.28.1894.22()168.3()4.22()1(323222'''' 按表取 mma1702 ④ 确定主要参数和计算主要尺寸 模数nm： mmmmmmmmamnnn5.22~5.14~2170)02.0~01.0()02.0~01.0( 齿数21,zz： mma1181

mma1702 mmmn5.2 机械课程设计说明书

7 94.10668.306.2906.29)168.3(5.21702)1(2'12'1uzzumaz

n

经元整后取107,2921zz 理论传动比68.3''ui 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： mmzmdmmzmdnn5.2671075.25.72295.22211 齿宽21,bb： mmabba5.5935.01702 取mmb602 mmbb55~50)10~5(21 取mmb651 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/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， 761621zz

95.12

mmdmmd95.194044.4121 mmb501mmb452