[工学]带式输送机 同轴式二级圆柱齿轮减速器-mike

目录1. 题目及总体分析…………………………………………………22. 各主要部件选择…………………………………………………23. 选择电动机………………………………………………………34. 分配传动比………………………………………………………45. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………46. 设计 V 带传动……………………………………………………57. 设计高速级齿轮…………………………………………………68. 设计低速级圆柱斜齿传动 …………………………………… 119. 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算…………………………………1510. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………16Ⅱ轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计………………………18Ⅳ轴（低速轴）及其轴承装置、键的设计………………………23Ⅲ轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………2911. 润滑与密封………………………………………………………3412. 箱体结构尺寸……………………………………………………3413. 主要附件作用及形式……………………………………………3514. 设计总结…………………………………………………………3715. 参考文献…………………………………………………………39第 2 页 共 39 页一、题目及总体分析题目：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期 10 年（每年 300 个工作日） ，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。

带式输送机的传动效率为 0.96.带式输送机传动简图如下：图示：１为电动机，２皮带轮，３为减速器，４为高速级齿轮传动，５为低速级齿轮传动，6 为联轴器，７为输送机滚筒辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉 ,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.设计参数：题号 6—C输送带的牵引力 F/kN 5.4输送带的速度 v/(m/s) 0.8输送带滚筒的直径 D/mm 420二、各主要部件选择目的 过程分析 结论动力源 考虑到经济成本和方便维修 电动机第 3 页 共 39 页齿轮 斜齿传动平稳 斜齿轮传动轴承 此减速器轴承同时受轴向和径向力 圆锥滚子轴承联轴器 考虑到弹性柱销联轴器装拆方便，成本较低 弹性联轴器三.选择电动机目的 过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择选用 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 Pw＝F×V＝ 5.2084.kwV 带传动效率为 η 0＝0.96圆柱齿轮传动(7 级精度) 效率(两对) 为 η 1＝0.97 2圆锥滚子轴承传动效率(四对)为 η 2＝0.99 4弹性联轴器传动效率(一个)取 η 3＝0.993输送机滚筒效率为 η 4＝0.96电动机输出有效功率为 24.0.96709.30.96wdp要求电动机输出功率为 kWPd34.5型号查得型号 Y1320S-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率\kW=5.5满载转速\r/min=1440满载时效率\%=85.5满载时输出功率为 KWPer 7.4850.电动机的外形示意图：选用型号Y1320S-4 封闭式三相异步电动机第 4 页 共 39 页电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号 Y1320S 尺 寸型号 H A B C D E F×GDG AD AC HD L132216140 89 388010×833210135315475四.分配传动比目的 过程分析 结论分配传动比传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统wmni的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。

计算如下 i/140rm66.8540./inwvn rD总传动比： 3.9mtwni取带传动比： vi取每对齿轮传动比： 3.43vi.4五、传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析 结论第 5 页 共 39 页传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 电机轴 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 轴Ⅳ功率 P/KW 5.34 5.28 5.08 4.87 4.77转矩T/(Nm)36.47 105.13 347.63 1147.11 1122.6转速n/(r/min)1440 480 139.5 40.56 40.56传动比 i 3 3.44 3.44 1效率 η 0.96 0.99×0.97 0.99×0.97 0.99×0.993 0.96六、设计 V 带传动目的 过程分析 结论1) 确定计算功率 Pca：由工作情况知 KA=1.2，故 Pca=KAPr=1.2×5.5=6.6KW2) 选择 V 带的带型：根据 Pca、n 0由图 8-11 可确定选取 A 型带3) 确定带轮的基准直径并演算带速，由表 8-6 和表 8-8，取 dd1=118mm,则带速，5(F0)20min(2.5)() 163caKPFqvNzmin8) 计算压轴力 Fp最小压轴力为1min0in()2()s270z七、设计高速级齿轮目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿数１）选用斜齿圆柱齿轮传动２）选用７级精度３）材料选择。

小齿轮材料为４５钢（调质） ，硬度为 236ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质） ，硬度为 190HBS，二者材料硬度差为 46HBS选小齿轮齿数Ｚ 1＝23，大齿轮齿数Ｚ 2＝i·Ｚ 1＝3.44×23=79.12,取 Z2=79选取螺旋角初选螺旋角 o4目的 过程分析 结论按齿按式（10－21）试算，即 321)][(12HEdtt ZuTk第 7 页 共 39 页面接触强度设计１）确定公式内的各计算数值（１）试选 6.1tK（２）由图１０－３０，选取区域系数 43.2HZ（３）由图１０－２６查得 　 　78.0180621（４）计算小齿轮传递的转矩mNmNT10533.051（５）由表１０－７选取齿宽系数 d（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH601lim H542lim（８）由式１０－１３计算应力循环次数91 1038.)10382(1480hnjLN92 .3/.（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK9402HNK（１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为 S=1，由式１０－１２得MPaSHNH 54069.0][1lim1 KHNH 8.252lim2MPaMPaHHH 4530/)04(/])[(][21 目的 过程分析 结论２）计算第 8 页 共 39 页按齿面接触强度设计（１）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1mdt 71.54.53081924.36.10523 21 （２）计算圆周速度17.18./00tdnv ms（３）计算齿宽ｂ及模数 ntdbt7151mZmnt 43.223cos.cos1 2.5.45.8/7/0nthb（４）计算纵向重合度 824.1tan2318.tan318.  oZd（５）计算载荷系数 K已知使用系数 A根据 ，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数smv/45.1VK由表１０－４查得42.19.81023.)16.0(8.12.23bdH由图１０－１３查得 5.FK假定 ，由表１０－３查得mNdtA/10 4.1FHK故载荷系数 1.41.2.7AVH（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得目的 过程分析 结论第 9 页 共 39 页按齿面接触强度设计3312.75.164.85ttKdm（７）计算模数 nm1cos64.85cos12.743ndZ取 mn=3，中心距 ， 圆整为120()(39)157.68cscosnzaa=158mm12()'arcos4.5onz12.2cs'4.5nozmdm2793.7s'.nod17.db圆整后取 B2=75mm , B1=80mmmdn325.71按齿根弯曲强度校核1FFSFnkTYbmd１）确定计算参数K，T 1，m n，d 1 同前，b=B 2=75mm， ， 08.235.14.FVAK（２）根据纵向重合度 ，从图１０－２８查得螺旋角影响系数88.0Y（３）计算当量齿数1325.cos'vz2387'vz（４）查取齿形系数由表１０－５查得 　62.1FaY2.FaY（５）查取应力校正系数由表１０－５查得 　51Sa 78312Sa第 10 页 共 39 页（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE215大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE1702（７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK8.N目的 过程分析 结论按齿根弯曲强度校核（８）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S＝1.25，由式１０－１２得MPaKFENF 146.2580][11 SFENF 0722（９）校核大小齿轮的弯曲强度1 12.71053.6290.718.4FFS FnkTY MPbmd 221 26.FFSMP强度足够齿数 79231Z几何尺寸计算中心距 ， 圆整为 a=158mm120()3(79)15.68coscos4nmza12'r.5n因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。

KHZ中心距α=158mm螺旋角 045.1目的 分析过程 结论几２）计算大、小齿轮的分度圆直径 12371.25cos'4.nozmdm 分度圆直径 md3.194752齿根圆直径第 11 页 共 39 页何尺寸计算279324.7cos'1.5nozmdm３）计算大、小齿轮的齿根圆直径 mmdnf 24.375.2742621 ４）计算齿轮宽度 17.5db圆整后取 B2=75mm , B1=80mmmdf3.189742齿轮宽度B601m52八、设计低速级圆柱斜齿传动目的 设计过程 结论选定齿轮精度等级、材料及齿数１）选用７级精度２）由表１０－１选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质） ，硬度为 263ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质） ，硬度为 236HBS３）选小齿轮齿数 ，23Z大齿轮齿数 ，取12.794.4i 794Z按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即3 2)][(12HEdtt ZuTk１）确定公式各计算数值（１）试选载荷系数 ，β=14°，Z H=2.433，i=3.446.tK（２）计算小齿轮传递的转矩mNnPT3470/105.933（３）由表１０－７选取齿宽系数 ，2.1dε α =1.71。