(组)带式输送机用二级齿轮减速器

二设计正文A. 传动方案设计综合考虑机器功能要求以及工作条件 ,满足工作可靠结构简单 ,尺寸紧凑 ,维护便利 ,工艺性和经济性合理等要求 ,选用下图方案 :B.电动机的选择(1 选择电动机类型根据工作特性要求,选用 Y 系列三相异步电动机.(2 选择电动机的功率电动机工作功率PdPW /PWF V /56000.754200W =1 233 4 5 6=0.816 1 为带绕动效率 , 1=0.96 2 为轴承效率 , 2=0.99 3 为高速环绕齿轮动效率 4 为低速环绕齿轮动效率 , 3= 4=0.97 5 为联轴器效率 5=0.97 6 为滚筒效率 , 6=0.96PdPw42004940W0.850(3 选择电动机的转速综合考虑各影响因素及性价比,选用 Y 系列同步转速为1500r/min 的电动机综上所述 , 查电动机型号,选用 Y132S-4电动机 ,机座号132S, 额定功率5.5Kw, 满载转速1440r/min, 中心高 H=132mm, 轴伸尺寸 E=80mm, 键宽 F=10mm主要性能电动机型号额定功率同步转速满载转速额定转矩质量(kW(r/min(r/minY-132S-45.5150014402.268外形和安装尺寸 mm ）机座中心安装尺寸轴体尺寸平键尺寸外形尺寸号高 HABDEF*GDGLHDAC/2AD1/22132S132216140388010*1033475315135210C 计算总传动比及分配各级传动比总传动比 inm nw ， nm 为电动机满载转速，nw 为执行机构转速， r/min因此 inm nw =1440/ nw ， nw60600.7544.785 r minD3.140.32i 1440 / 44.78532.15另外，总传动比 ii 1i 2 i 3其中 i1 为带传动的传动比，i 2 为高速级齿轮传动比， i 3 为低速级齿轮传动比对于展开式二级圆柱齿轮减速器i 2(1.3 1.5 ） i 3，取 i 2 =1.41i 3带传动传动比为 2 4，取 i1 =2.5所以 i 3 =i32.15， i 21.41i 3 4.231.4 i131.4 2.5D 计算传动装置的传动和动力参数设传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为, 轴，则1）各轴转速nnm1440576 r minnn576134.265 r mini12.524.29nnn134.265r mini 344.78532）各轴功率PPd 140.963.84kWPP233.840.990.963.65kWPP24 3.65 0.99 0.963.47kW3 ）各轴转矩T d9550Pd95504.9432.76Nmnd1440T T d i1126.5 30.9676.32NmTT i 12376.324.50.990.96326.4N mTT i324326.4 3.30.990.961023.7N m将计算数值列表轴号转速输入功率输入转矩传动比 i传动效率nr/min）PkW）Nm）2/22电动机轴1440轴480轴10730.963.8476.324.50.953.65326.4轴323.471023.73.30.95E减速器外零件的设计 带传动的设计）1确定计算功率Pca工况系数 kA1.3 ，故 Pcak A P1.25.5kW6.6kW2选取窄 U 带带型，根据Pca , n1 确定选用 SPZ 型3确定带轮基准直径取主动轮基准直径dd1112mm， 从动轮基准直径d d 2i d d12.5112280mm将 d d 2 圆整为标准值 280mm ，即 d d 2280mm验算带速 vd d 1 n1112144016.50 m s ，带的速度合适6010006010004确定窄 U 带的基准长度和传动中心距由 0.7(d d 1d d 2 )a02(d d1 d d 2) ，初步确定中心距 a0400mm计算带所需的基准长度Ld2 a0(d d 1d d 2)(d d 2d d1)224 a02400(280112)( 280 112)21433.08mm44002因此选带的基准长度L d1400mm计算实际中心距aa0LdLa40014001433.08416mm225验算主动轮上的包角111800d d 2d d 157.50180028011257.50157.701200a416主动轮上的包角合适6计算窄 U 带根数ZPcaPca6.6kWP02.79kWP00.217kW(P0P0) kk L3/22k0.932 kL0.96所以 Z6.62.5(2.790.217)0.932 0.96取 Z3 根7计算预紧力F0500 Pca ( 2.51)qv 2 q0.07kg mvZk则 F 05006.64(2.51) 0.07 16.52131.277N16.50.9328计算作用在轴上的压轴力F PF P = 2Z F 0 sin123 131.277sin 156.70771.435N229带轮结构设计1）带轮材料选择选择铸铁为大小带轮材料2）小带轮dd 1112mm 2.5d 2.53895mm，且d d1300mm d d 2300mm ，故皆选用腹板式尺寸系列如下bdhah fefBd d1d d 2d a1da 28.52.09.01285.5401122801162843410传动比校正dd 2280i 33 i 21.41i 34.23i12.5d d111211转速校正nm1440576ni12.512转矩校正T T d i1132.762.50.9678.6NmF减速器内传动零件设计F1 高速级齿轮传动设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数、螺旋角1） 按传动方案所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，9 级精度。2） 材料选择选择小齿轮材料为 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 。3） 选小齿轮齿数 Z1 =23 ，大齿轮齿数 Z 2i2 Z14.2323 97.29 取 Z 2 974） 初选螺旋角15o2 按齿面接触强度设计4/22设计计算公式2 kt T11ZH ZE2d1t 3()dH1） 确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数kt1.6（2）选取区域系数 Z H2.425（3）1 0.7620.87120.76 0.87 1.63（4）选取齿宽系数d11（ 5） 查得材料的弹性影响系数 Z E 189.8MPa 2（ 6） 计算应力循环次数N160 n1 jLn60576128300 83.147 109N 21.062109/ 4.237.432108所以 k HN 10.91 k HN 2 0.97（7）查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPa（8）取安全系数 S=1.3，则k HN 1 H lim 10.91600H1S1.3420MPakHN 2H lim 20.97550H2S1.3410.38 MPaHH 1H255533.5545.75MPa229）T178.6Nm4.232） 计算（1）试计算小齿轮分度圆直径d1t321.678.61035.232.425189.8 2() 61.925mmd1t11.634.23415.19（2）计算圆周速度5/22vd1t n3.1461.925 569.281.84 m s100060100060（3）计算齿宽 b 及模数mntbdd1t161.92561.925mmmntd1t cos61.925 cos15o2.600mmZ123h2.25 mnt2.252.6005.851mmb h61.925 5.85110.583（4）计算纵向重合度0.318d Z 1 tan0.3181 23tan1501.959（5）计算载荷系数 kk A1，由 v1.18m s， 7 级精度，查得 k v1.2k H1.150.18(10.612) 120.31 10 3491.45查得k F1.35 ；设k A F t100Nm ，则k Hk H1.46故 kk A kv k H k H1 1.1 1.4 1.452.233（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d1t3 k k t49.00132.233 1.457.251mm（7）计算模数 mnmnd1 cos57.251cos1402.22mmZ1253 按齿根弯曲强度设计 mn32k T1 Y cos2Y Fa YSad Z21F1） 确定计算参数（1）计算载荷系数 kkA kv k11.11.41.352.079Fa k F（2）根据纵向重合度1.982 ，查得螺旋角影响系数Y0.886/22（3）计算当量齿数Z v1Z125o 27.37Z v 2Z 2111121.53333ocoscos 14coscos 14（4）查取齿形系数YFa 1 2.57 Y Fa 2 2.16（5）查取应力校正系数Y Sa11.60Y Sa21.81（6）小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度500极限FE 2380MPa查得弯曲疲劳寿命系数k FN 10.85,k FN 20.88取安全系数S=1.4，则= kFN 1FE 1F1S= kFE 2FN 2F2S0.85500303.57MPa1.40.88380238.86MPa1.4（7） 计算大小齿轮的Y Fa Y Sa 并加以比较FY Fa1Y Sa1 2.571.600.01354Y Fa 2 Y Sa22.16 1.81303.570.01637F 1F 2238.862） 设计计算3 2 2.07979.5 1030.88 cos2 14o0.01637 1.63mmmn12521.66对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.0 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d157.25mm 来算应有的齿d1 cos57.251cos14o数，于是 Z127.77mn2取 Z128则Z2Z14.42428 1244 几何尺寸计算( Z1Z2 )mn(28 124) 2156.651） 计算中心矩 a2 cos14 o2 cos将中心矩圆整为 a1577/222） 修正螺旋角(Z1 Z2)mn(28124) 2o23 arccosarccos14 102a2157值改变不多，在5%范围内，故， k， Z H 等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径Z1mn282 57.842mmd1cos14o1023cosZ 2mn124 2256.159mmd 2cos14 o10 23cos4） 计算齿轮宽度d d11 57.84257.842mm圆整后取 B165mm ， B260mm5） 验算Ft2T1279.5103d157.8422748.9NkA Ft1 2748.947.5 N mm 100 N mm 合适b57.8426） 计算齿轮相关尺寸错误 !齿顶圆直径da1d12ha157.84222(10)61.842mmda 2d 22ha2256.15922(10)260.159mm错误 !齿根圆直径d f 1d12h f 157.84222(1 0.250)52.842mmd f 2d 22h f 2256.15922(10.25 0)251.159mm7） 结构设计因为小齿轮齿顶圆直径da1160mm，故采用齿轮轴结构，大齿轮齿顶圆直径 160mm d a 2 500mm ，故采用腹板式结构。F2 低速级齿轮传动的设计1 选精度等级、材料、齿数1） 选用斜齿圆柱齿轮传动， 9 级精度，小齿轮 40Cr 调质，硬度 280HBS ，大齿轮材料为 45 钢 调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS 。8/222） 选小齿轮齿数为Z1 =24，大齿轮齿数 Z 2Z13.1624763） 初选螺旋角14o2 按齿面接触强度设计2kt T1ZH ZE)2d1t(3d aH1）由前可得，T334.1103 Nm ，d1，Z H 2.433 ，1Z E 189.8MPa 2（ 1） 取 kt 1.6（ 2）10.76，20.85 ，0.76 0.851.61（ 3）MPa ，H lim 1600H lim 2550MPa应力循环次数N160n1 jL n60104.2 1 (2 8300 8)2.4 108N 22.4108 / 3.160.76108kHN 10.97 ， kHN 20.98H 1kHN 1H lim 10.97600582MPaS1kHN 2H lim 20.97600H2S539MPa1（ 4）许用接触应力H( H1H 2)/2(582539) / 2560.5MPa2） 计算（ 1）试计算小齿轮分度圆直径321.6334.11034.162.433189.8284.032mmd1t11.61()3.16560.5（ 2）计算圆周速度vd1t n10.458 m s60 1000（ 3） 计算齿宽及模数 mn9/22bd d1t1 84.032 84.032mmd1tcos84.032cos14omntZ13.397mm24h2.25mnt2.253.3977.643mmb h84.032 7.64310.99（ 4）计算纵向重合度0.318 d Z1 tan0.318 124 tan14o1.903（ 5）计算载荷系数k已知使用系数k A1，查得 kv1.02kH1.150.18 (1 0.612 )120.31 10 384.032 1.464由 kH可查得 k F1.40设 k A Ft100N / m m，查得 kHkF1.4，b故载荷系数 kk A kv kH kH11.021.4 1.4642.09（ 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1d1t3k kt84.032 32.09 1.691.859mm（ 7）计算模数 mnmnd1 cos91.859cos14oZ13.71mm243 按齿根弯曲强度设计mnkT Ycos2YFa YSa32d Z1F1） 确定计算参数（ 1）计算载荷系数kkA kvkFk F1 1.021.41.401.999（ 2）根据纵向重合度1.903，查得螺旋角影响系数 Y0.88（ 3）计算当量齿数Z v1Z1246.27cos3cos3 14o10/22Z27683.20Zv 2cos314ocos3（ 4）查取齿形系数及校正系数YFa1 2.592, YSa11.596, YFa 2 2.218,YSa2 1.774（ 5）FE1550MPa ,FE 2380MPa ,k FN 1 0.89, kFN 2 0.9取安全系数 S=1.4，则kFN 1FE 1550 0.89F1S349.64MPa1.4k FN 2FE 2380 0.9F2S244.28MPa1.4290.36282.862296.36951.5245G。传动零件中心线、轮廓线小箱体内壁值的确定（ 1）估算减速器的外轮廓尺寸A4a772mm B2a386mm C2a386mm（ 2） 画传动零件中心线和外部轮廓（ 3） 确定箱体内壁线12/22大齿轮齿顶圆与箱体内壁距1 ( 18) ，小齿轮端面与箱体内壁距离为2 (21.29.6 取 10），两级齿轮端面间应留有间隙38 15mmH箱体轴承座及轴承的位置的确定对于割分式齿轮减速器，轴承座内端面为箱体内壁，轴承座的宽度为B， 即轴承座内端面间的距离）为 BC1C2(8 12)mm82220 10 60mm ，轴承内端面至箱体内壁的距离与轴承的润滑方式有关，由于采用脂润滑要留出持油板的位置，轴承内端面至箱体内壁的距离为8 12mm，取 9mm 。I 轴的结构设计总上已知，电动机的型号Y112M-4，轴伸尺寸 DE2860 mm轴的参数轴npT460 83 8479 5104 23 65334 132 973 471003 0齿数模数中心螺旋角齿宽齿顶圆直径距Z1Z 2maB1B2da1da 2高速28124215714 o10 23 656061 842260 159级低速3095319313o 42 40 1009598 640296 360级I1 轴的设计1初估轴径设轴的材料为 45 钢，由轴径初估公式得d0A0 3P(118 107) 33.4756 51mmn332.97由于轴上开有键槽，故增大5%，即 d059 54mm输出轴的最小直径为联轴器处的直径d12联轴器的计算转矩Tk T3N mmcaA31.3100310 1303900查表选用 YL12 凸缘联轴器，公称转矩1600 N m ，主动端 J 型轴孔， A 型键槽， d=60mm，L=107mm轴的结构设计1） 拟定轴上零件装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需一轴肩，故取13/22d2 366mm 半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 L107mm ， 故 取l 1 2105mm（ 2） 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，由d1 266mm 故 初步选角接触球轴承70314AC ， 其 尺寸 为dD B7015035mm，故d3 4 d7 8 70mm，l 3 4351045mm 0.68P1f P * F r1 =1.1*4757.95=5233.745N 。P2f P * (0.41* F r 2 0.87 * F a 2) =6065.216N 。P= P2 =6065.216N对于 70314AC 轴承， C=98.5KN ，33L=( 10 /60n* (C ) =(10 /60*32.97* ( 98500) =451 年 8 年 所以该轴承合66P6065.216格。轴上键强度校核此轴有两个键：键 1： d80mm, bhL221480键 2： d60 mm, bhL181190p 100MPa T 1003000 N mm键 1： lLb802258mm4T4100300062MPaca801458dhl键 2： lLb901872mm4T4100300084MPaca601172dhl轴 II 的设计1.材料选择、初估轴径材料选用45 钢，调质处理。pp100MPa 此键联接强度足够100MPa 此键联接强度足够d 0 A0P(118 107) 33.6539 35 mm，考虑轴上的键槽，取d0 =40mm.3 n104.22.轴承选择初步选择角接触球轴承70308AC, 尺寸为 d*D*B=40*90*23,a=27.5mm,C=38.5KN,定位轴肩高 4.5mm,故 d1 2d89 =40mm3.齿轮内径相当于轴承的定位轴肩，故取h=5mm,则 d 2 3 = d4 5 =40+2*5=50mm. 小齿轮宽100 mm ，故取 l 2 3 =96 mm 齿轮定位轴肩高h=0.07 d 2 3 ,取 h=4mm ，则 d3 4 =50+2*4=5816/22mm，由于两齿轮间距为 9.5 mm，故取 l 3 4 =9.5 mm 。大齿轮宽 60 mm，因此 l 4 5 =56mm4 由于小齿轮端面距箱体内壁为10.5mm ，轴承内端面剧箱体内壁10 mm