三级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书.doc

要完整的说明书和图纸请联系QQ7786724541. 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Pw= = 2.53kW2）传动系统总效率5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率；c 联轴器效率，c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97 b 对滚动轴承效率，b =0.99；b V带效率，v =0.94； cy输送机滚筒效率，cy =0.96；估算传动系统总效率=233445567w式中 23=v =0.94；34=bg=0.990.97=0.9603;45=bg=0.990.97=0.9603;56=bc=0.990.99=0.9801;7w=bcy=0.990.95=0.9504;系统总效率=233445567w =0.940.96030.96030.98010.9504=0.8074;工作机所需要电动机功率Pr=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PmPr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 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IY112M-44.01500144065.07IIY132M-64.0100096043.383) 电动机型号的选择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 mm4. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=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=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HBS350，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=4.916低速级传动比i23= =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=9550=9550=20.785Nm；3轴（减速器高速轴）n3=411.429 r/min；P3=P113 =3.1340.94=2.946 kw；T3=9550 =68.382 Nm；4轴（减速器中间轴）n4=83.692 r/min；P4=P334 =2.9460.9603=2.829 kw；T4=9550 =322.814 Nm；5轴（减速箱低速轴）n5=22.132 r/min；P5=P445 =2.8290.9603=2.717 kw；T5= 9550=1172.39 Nm；6轴（输送机滚筒轴）n6=22.132 r/min；P6=P556 =0.9801X2.717=2.663 kw；T6=9550=1149.090 Nm；将上述计算结果和传动比效率汇总如表： MPa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数。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。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据当量齿数： 按文献3，取齿形系数和应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数 按文献3，当纵向重合度时，螺旋角系数。将以上数值代入应力计算公式因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结果中心距 a=118mm法面模数 mn=2.5mm螺旋角 =12.95(小齿轮左旋、大齿轮右旋)齿数 =16 =76分度圆直径 =41.044mm =194.959mm 齿顶圆直径 =46.044mm =199.959mm齿根圆直径 =35.544mm =187.459mm齿宽 =50mm =45mm齿轮精度等级 7级材料及热处理 小齿轮选用45号钢，调质，HBS1=226286，油润滑；大齿轮选用45号钢，正火，HRS2=169217，油润滑；6. 减速器轴及轴上零件的设计1) 轴的布置轴的布置参照图已知数据考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10 mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10 mm.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n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。3根轴的支承跨距分别为： =175 mm； =177 mm； =177 mm；2) 轴的设计 高速轴（1轴）的设计轴上小齿轮的直径较小，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。图中=175mm；=50mm；=125mm；a) 计算齿轮的啮合力b) 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。 Nmm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c) 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。 Nmm Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 轴向力，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。 Nmm Nmm传动力矩 =24419.95 Nmme）轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： ，取折算系数0.6由式所以 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 初步确定轴的最小直径，由式（15-2）估算，查表得，所选电动机轴直径输入轴端选用弹性套柱销联轴器 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)（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；(b)(c)图中=177mm； ； 计算齿轮的啮合力轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 92327.34 Nmm 136741 Nmm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 10195.41 Nmm = -15635.07Nmm26908.83 Nmm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 = 1821.34 N = 2382.30 N轴向力，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B上。 92888.56 Nmm 93461.82 Nmm Nmm =112329.53 Nmm b) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得：45号钢调制处理， 取折算系数0.6由式 所以 26.99 mm 29.77 mm在轴C、D段开有二个键槽，直径增大4%，28.07 mm，30.96 mm轴的结构设计安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D(0.30.35)a=(0.30.35)118=35.441.3 mm。取减速器中间轴的危险截面的直径 =40 mm；减速器中间轴的结构图。 低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质Pw=2.53 kWPr=3.14 kWPm=4.0 kWY112M-4Pm=4.0 kW=1440 r/mini=65.07i12=1i23=3.5i34=4.916i45=3.782n1=1440 r/minP1=3.134 KwT1=20.785 Nmn3=411.429 r/minP3=2.946 kwT3=68.382 Nmn4=83.692 r/