二级圆柱齿轮减速器说明书

第1页共40页是一设计任务书二传动系统的方案设计三电动机的选择1.电动机的容量选择2.电动机的转速选择四传动比的分配五传动系统的运动和动力参数计算六加速器传动零件的设计计算1.高速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算2.低速级直齿圆柱齿轮的传动设计计算七轴的设计1.绘制轴的布置简图和初定跨距2.高速轴的设计3.中间轴的设计4.低速轴的设计第2页共40页八滚动轴承的选择1.高速轴上滚动轴承的选择2.轴上滚动轴承的选择3.速轴上滚动轴承的选择九键连接和联轴器的选择1.高速轴上键连接和联轴器的选择2.中间轴上键连接的选择3低速轴上键连接和联轴器的选择十减速器箱体及附件的设计1.箱体2.减速器附件十一设计小结及参考文献第3页共40页一、设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器。2原始数据输送带有效拉力F=8000N输送带工作速度v=0.4m/s输送带滚筒直径d=530mm减速器设计寿命为5年3工作条件两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图。第4页共40页计算及说明结果带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，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。三、电动机的选择（1）电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的功率Pw=1000Fv=10004..0*8000=3.2KW工作机所需电动机功率Pr=总wP=079982.3=4KW（2）电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速nw=dv60000=40014.34.060000=14.42r/min考虑到整个传动系统分为三级减速，总传动比可适当大一些，选同步转速ns=1440r/min的电机为宜。Pw=3.2KWPr=4KW第5页共40页计算及说明结果（3）电动机型号的选择根据工作条件：工作环境多尘、单向运转、两班制连续工作，工作机所需功率Pr=4KW及电动机的同步转速ns=1440r/min等，选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，型号为Y112M2-4，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电动机轴伸直径D=28mm电动机轴伸长度E=60mm四、传动比的分布带式输送机传动系统的总传动比i=wmnn=42.141440=99.86由传动系统方案知i01=1；i34=1计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i=i12i34=43401iiii=5*1199.86=19.97为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度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Y112M2-4Pm=4.0KWnm=1440r/min第6页共40页计算及说明结果i12=i3.1=5.095低速级传动比i23=12ii=3.92传动系统的各传动比为：i01=1，i12=5.095，i23=3.92，i34=1五、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：0轴（电动机轴）：n0=nm=1440r/minP0=Pr=4kwT0=955000nP=955014404=26.53N·m1轴（减速器高速轴）：n1=010in=1440r/minP0=P001=40.99=3.96KWT1=T00101i=19.9010.99=26.26N·m2轴（减速器中间轴）：n2=121in=112.51440=282.63r/minP2=121P=3.960.96=3.803KWT2=12121iT=128.48N·mi12=5.095i23=3.92n0=1440r/minP0=4KWT0=26.53N·mn1=1440r/minP0=3.96kwT1=26.26n.mn2=282.63r/min第7页共40页计算及说明结果3轴（减速器低速轴）：n3=232in=72.1r/minP3=232P=3.652KWT3=23232iT=483.65N·m4轴（输出轴）：n4=343in=72.1r/minP4=343P=3.579KWT4=34343iT=474.03N·m上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下：轴号电动机两级圆柱齿轮减速器开式圆柱齿轮工作机0轴1轴2轴3轴4轴5轴转速(r/min)14401440282.6372.172.136.05功率P（kW）3.753.963.8033.6523.5793.367转矩T（N•m）26.5326.26128.48483.65474.032229两轴联接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器齿轮传动比i15.0953.9215传动效率0.990.96030.96030.98010.9405P2=3.803KWT2=128.48N·mn3=72.1r/minP3=3.652KWT3=483.65N·mn4=72.1r/minP4=3.579KWT4=474.03N·m第8页共40页计算及说明结果六、减速器传动零件的设计计算（1）高速级斜齿轮传动的设计计算1、高速级斜齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS1=229～286大齿轮选用45钢，正火处理HBS2=169~2172、按齿面接触强度条件计算中心距a1已知大齿轮转矩T2=128.48N·m齿数比u=i12=5.095选取齿宽系数a=0.4初设螺旋角`=10初设载荷系数K`=1.75由3表3-9查得弹性系数ZE=189.8MPa初取节点区域系数ZH`=2.475初取重合度系数Z`=0.85初取螺旋角系数Z`=0.992由]3[图3-29（c）和图3-29（b）查得1limH=550MPa2limH=475MPa相应得到小、大齿轮的许用接触应力为1HP=508.75MPa2HP=463.125MPa1HP=508.75MPa2HP=463.12MPa第9页共40页计算及说明结果由3式3-40得a1322```E`Z4.221KTuZZZuHPH=3235.0128.4875.163.1254*095.5992.08.0475.29.1894.221095.5=122.1316mm取标准中心距a1=125mm3、确定主要参数和计算主要尺寸（1）模数mn按经验公式，mn=（0.01~0.02）a=1.25~2.5mm，按文献3中表3-2，取标准模数mn=2mm。（2）齿数z1和z2z1=1cos2``uman=20.1970z2=z1u`=102.9037经圆整后取z1=20，z2=103实际传动比i12=u=21zz=5.15传动比误差``uuu=-1.08%-0.5%螺旋角a1=125mmmn=2mmz1=20z2=103第10页共40页计算及说明结果cos=azzmn221=0.979=10.2631（3）分度圆直径d1和d2d1=cos1zmn=40.6504mmd2=cos2zmn=209.3496mm（3）齿宽b1和b2b2=b=aa=53.6504mm取齿宽b2=55mmb1=b2+（5~10）=50~60mm取齿宽b1=58mm(6)载荷系数K按文献3中表3-6，取使用系数Ka=1.1根据齿轮圆周速度v=10006011nd=3.06m/s按3中表3-6，取齿轮精度为8级。按文献3中图3-10（b）得动态载荷系数Kv=1.1按3中图3-15齿向载荷分配系数K=1.07按3中式3-5算得端面重合度a=1.6619纵向重合度=1.2767=10.2631d1=40.6504`mmd2=209.3496mmb1=58mmb2=55mm第11页共40页计算及说明结果按3中图3-16，当总重合度=a+=2.9386时齿间载荷分配系数Ka=1.41载荷系数K=KvKaKKA=1.8255（7）节点区域系数ZH按3中图3-28，=10.56时ZH=2.47（8）重合度系数Z按3中式3-34得Z=a1=0.776（9）螺旋角系数Z按3中式3-36得Z=cos=0.992由上述（6）~（9）可知K（ZZHZ）27.752（左式对于原设计的值）所以原设计偏于安全，可以使用。4、验证轮齿弯曲强度由3图3-21（c）和（a）查得1limF=180MPa2limF=160MPaK=1.8255ZH=2.47Z=0.776Z=0.992第12页共40页计算及说明结果相应得到小、大齿轮的许用接触应力为1FP=306MPa2FP=289.6MPa按3中式3-34得1F=YYYYmdbKTSaFan112122000MPa2F=YYYYmdbKTSaFan222222000MPa根据当量齿数z1v=31cosz21z2v=32cosz108由3图3-19和图3-20查得Y1Fa=2.74，Y2Fa=2.17，Y1Sa=1.57，Y2Sa=1.81由3式3-11算得Y=0.7013由3图3-38，=1.2767时Y=0.91由以上数据得1F=YYYYmdbKTSaFan112122000=61.5135MPa1HP=306MPa2HP=289.6MPa第13页共40页计算及说明结果2F=YYYYmdbKTSaFan222222000=62.4045MPa因1F1FP,2F2FP,故弯曲强度满足要求。5、主要设计计算结果中心距a=125mm法向模数mn=2mm螺旋角=10.56（小齿轮为右旋，大齿轮为左旋）齿数z1=20z2=103分度圆直径d1=40.6504mm，d2=209.3496mm齿顶圆直径d1a=44.6504mm，d2a=213.3496mm齿根圆直径d1f=35.6504mm，d2f=204.3496mm齿宽b1=58mm，b2=55mm齿轮精度等级8级材料及热处理小齿轮选用45钢，调质处理HBS1=240~270大齿轮选用45钢，正火处理HBS2=200~230第14页共40页计算及说明结果（2）低速级斜齿动的设计计算1、低速级斜齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS1=240~270大齿轮选用45钢，正火处理HBS2=200~2302、按齿面接触强度条件计算中心距a已知大齿轮转矩T2=96.71N·m齿数比i`23=u`=3.93选取齿宽系数a=0.35初设螺旋角`=10初设载荷系数K`=1.8由3表3-9查得弹性系数ZE=189.8MPa初取节点区域系数ZH`=2.475初取重合度系数Z`=0.8由3图3-29（c）和图3-29（b）查得1limH=550MPa2limH=515MPa相应得到小、大齿轮的许用接触应力为1HP=497.75MPa2HP=504.7MPa由3式3-40得a1322```E`Z4.221KTuZZZuHPH第15页共40页计算及说明结果=3235.0483.658.149093.38.0445.29.1894.22129.3=175.7455mm取标准中心距a2=180mm3、确定主要参数和计算主要尺寸（4）模数mn按经验公式，mn=（0.01~0.02）a=1.8~3.6，按文献3中表3-2，取标准模数mn=2.5。（5）齿数z1和z2z1=1cos2``uman=29.8236z2=z1u`=110.9887经圆整后取z1=30，z2=111实际传动比