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1、带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第1页设计任务 1带式输送机工作原理 带式输送机传动示意图如下图所示。2已知条件 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作， 有粉尘，环境最高温度 35； 使用折旧期：8 年； 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修；半年一次小修； 动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； 运输带速度允许误差：5； 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3设计数据 传动方案二级同轴式圆柱齿轮减速器（如图）运输带工作拉力 F/N4000 运输带工作速度 v/(m/s)1.6 卷筒直径 D/mm400 注：运输带与卷筒之间及卷筒轴
2、承的摩擦影响已经在 F 中考虑。带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第2页传动方案简图电动机选择 1电动机类型的选择 已知动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V 所以选择:Y 系列三相异步电动机 2电动机功率选择 已知条件: F=4000N v=1.6m/s D=400mm=0.4m（R=200mm=0.2m） 可知: 卷筒输出功率:PW=Fv=4000N1.6m/s=6.4kW 输出转矩:TW= FR =4000N0.2m=800Nm=800000Nmm 输出转速:n卷筒=v/D=76.39r/min 传动装置的总效率： 总=2齿轮4轴承2联轴器滚筒=0.9720.9
3、840.9920.96 =0.82 电机所需的工作功率： Pd= PW /总=6.4kW /0.82=7.837 kW参考文献1 齿轮=0.98 轴承=0.98 联轴器=0.99 滚筒=0.96总=0.8166PW=6.4kW TW=800Nm n卷筒 =76.39r/min Pd=7.837 kW带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第3页3电动机转速选择 按参考文献1推荐的合理的传动比范围，取 单级圆柱齿轮传动的传动比范围 Ia=35。则总传 动比合理范围为 Ia=925。故电动机转速的可选范 围为 nd=Ian卷筒=（925） 76.39=6881910r/min 符合这一范
4、围的同步转速有 750r/min、1000r/min 和 1500r/min。 4确定电动机型号 根据功率和转速，由文献1查出有三种适用 的电动机型号： Y180L-8 型，Y160L-6 型和 Y160M-4 型。因此有三种传动比方案：i总 =9.56，i总=12.70 和i总=19.11。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和传 动比，可见第方案比较适合。 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率 及同步转速，选定电动机型号为 Y160M -4。 其主要性能：额定功率 11 kW，满载转速 1460r/min，额定转矩 2.2，质量 123kg，机座中心 高 H=160mm，轴伸直径
5、 D=42mm，轴伸键槽宽 F=12mm，轴伸键槽高 G=37mm。电动机型号 Y160M-4计算总传动比及分配各级的传动比 1总传动比 i总=n电机/n卷筒=1460/76.39=19.11 2分配各级传动比 根据参考文献1推荐，同轴式二级圆拄齿轮减速 器的各级传动比相似，即 i1i2。 所以各级传动比为 i1i2= i1/2总=4.37i总=19.11i1i2 =4.37运动参数及动力参数计算 1计算各轴转速（r/min） nI=n电机=1460r/min nII=nI/i1=1460/4.37=334.10r/minnI =1460r/min nII=334.10r/min nIII=7
6、6.45r/min带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第4页nIII=nII/i2=334.1/4.37=76.45r/min 误差：（nIII n卷筒）/n卷筒=0.079%5% 故，合格。 2计算各轴的输入功率（kW） PI=Pd联轴器=7.759kW PII=PI轴承齿轮=7.7590.980.98 =7.452kW PIII=PII轴承齿轮=7.4520.980.98=7.157kW3计算各轴扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551067.759/1460 =50752Nmm TII=9.55106PII/nII=9.551067.452/334.10=
7、213010Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551067.157/76.45=894040NmmPI=7.759kW PII=7.452kW PIII=7.157kWTI=50752Nmm TII=213010Nm m TIII=894040Nm m齿轮的设计计算因二级同轴式圆柱齿轮减速器要求两级齿轮有 相同的中心距,所以采用两组相同的齿轮，这样也 给制造加工带来方便。此处计算轴小齿轮和轴 大齿轮。 1精度等级 运输机为一般工作机械，速度不高，故采用 7 级精度。 （GB10095-88） 2选择齿轮材料考虑减速器传递功率较大，所以齿轮采用硬齿 面。小齿轮选用合金钢 2
8、0CrMnMo 渗碳后淬火， 齿面硬度 HRC=60。大齿轮选用同种材料，渗碳后 淬火，齿面硬度 HRC=57。 3选择齿数 选小齿轮齿数 Z1=17。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4.3717=74.29 取 Z2=74 4按齿面接触疲劳强度设计i=4.37 Z1=17 Z2=74u=4.37T=213010Nm m带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第5页由设计计算公式进行试算，即32 1)(132. 2HEdt tZ uuTKd确定公式内的计算数值： (1)试选载荷系数:Kt=1.4 (2)小齿轮传递的转矩: TII 轴=213010Nmm (3)由文献2表 10-7 选取
9、齿宽系数 d=1(4)由文献2式 10-6 由文献 )11(122 212 1 EEZE1表 1-6，得GPaEE210213 . 021 ZE=191.65 Mpa1/2 (5)由文献2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限 Hlim1=1475Mpa ；大齿轮 的接触疲劳强度极限 Hlim2=1350Mpa； (6)由文献2式 10-13 计算应力循环次数 （n2=334.10r/min） N1=60n2jLh=60334.101（283008） =7.698108 N2= N1/4.37=5.606107 （7）由文献2图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1=
10、0.89；KHN2=0.97。 （8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由= 得:SH limHNKH1= KHN1Hlim1/S=0.891475/1.0Mpa=1314Mpa H2=KHN2Hlim2/S=0.9701350/1.0Mpa=1306Mpa计算(1)计算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小的 值 32321 1)130665.191(37. 437. 412130104 . 132. 2)(132. 2HEdt tZ uuTKd=46.189mmHlim1=1475Mpa Hlim2=1350MpaN1=7.698108 N2=5.606107KN
11、T1=0.89 KNT2=0.97H1=1314Mpa H2=1306Mpad1t=46.189mmV=0.808m/s带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第6页(2)计算圆周速度 V=d1tn1/601000=3.1446.189334.1/601000 =0.808m/s (3)计算齿宽 b b=dd1t=146.189mm=46.189mm (4)计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 mt=d1t/z1=46.189/17=2.717mm 齿高 h=2.25mt=2.252.717=6.113mm b/h=46.189/6.113=7.556 (5)计算载荷系数 根据 v=0.
12、808m/s，7 级精度,由文献2图 10-8 查得 动载系数 Kv=1.05 直齿轮，假设 KvFt/b100N/mm。由文献2表 10-3 查得 KHa=KFa=1.10 由文献1表 10-2 查得使用系数 KA=1.10 由文献2表 10-4 查得 7 级精度、小齿轮相对支承 非对称布置时， KH=1.12+0.18（1+0.6d2）d2+0.2310-3b 将数据代入后得 KH=1.12+0.18（1+0.612）12+0.2310-346.189=1.40由 b/h=9.332, KH=1.420 查文献2图 10-13 得 KF=1.34;故载荷系数 K= KAKVKHKH=1.1
13、01.051.101.40=1.7787 (6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径,得d1=d1t =46.189=50.03mm3 KtK3 1.47787. 1(7)计算模数 m m= d1/ z1=50.03/17=2.9427mm5按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为311 2 FSaFadYY zKTm确定公式内的计算数值： （1） 由文献2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳 强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极MpaFE7001b=46.189mm mt=2.717mmKv=1.05 KHa=KFa=1.10 KA=1.10 KH=1.40 KF=1.34K=1.7787d1
14、=50.03mm m=2.9427mm带式输送机用二级同轴式圆柱齿轮减速器设计计算说明书第7页限MpaFE6251 （2）由文献2图 10-18 查得疲劳寿命系数 KFN1=0.92 KFN2=0.94 （3）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳许用系数为 S=1.4 由 文献2图 10-12 得pa6 .4194 . 1 62594. 0pa4604 . 1 70092. 022 211 1MSKMSKFEFN FFEFN F（4） 计算载荷系数 k70247. 134. 110. 105. 110. 1vaFFKKKKK（5） 查取齿形系数 由文献2表 10-5 查得 YFa1=2.97 YFa2=
15、2.232 （6） 查取应力校正系数 由文献2表 10-5 YSa1=1.52 YSa2=1.758（7） 计算大小齿轮的并进行比较FSaFaYY =111 FSaFaYY 009814. 046052. 197. 2=222 FSaFaYY 009351. 06 .419758. 1232. 2小齿轮的数值较大。 设计计算2.9095mm 311 2FSaFadYY zKTm对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯度疲劳强度计算的模数，由于齿 轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承 载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径有关，可取由齿根弯度疲劳强度算得 的模数 2.9095 并就近圆整为标准值 m=3.0mm，按 齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=50.03，算 出小齿轮齿数 z1 =d1/m=50.03/3.0=16.667 取 z1 =17Flim1=700Mpa Flim2 =625Mp
