(第5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η/W d P P = W V F P W 420075.05600/=⨯=⋅=η η=η1η23η3η4η5η6=0.816 η1为带绕动效率, η1=0.96 η2为轴承效率, η2=0.99 η3为高速环绕齿轮动效率η4为低速环绕齿轮动效率, η3=η4=0.97 η5为联轴器效率η5=0.97 η6为滚筒效率, η6=0.96W P P wd 4940850.04200===∴η(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=10mmC 计算总传动比及分配各级传动比 总传动比n n iw m =，n m 为电动机满载转速，n w 为执行机构转速，r/min因此 n n i w m ==1440/n w ，min 785.4432.014.375.06060r D n w ≈⨯⨯==π 15.32785.44/1440≈=∴i 另外，总传动比i i i i 321=其中 i 1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≈3.1(～5.1）i 3 ，取i 2=i 341.1 带传动传动比为2～4，取i 1=2.5 所以 i 3=35.24.115.324.11≈⨯=i i ，23.441.132==i i D 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III II I ,,轴，则 （1）各轴转速 min 5765.214401r i n n m ===Imin 265.13429.45762r n n n ===I II 785.443265.1343===II III i n n min r（2）各轴功率kW P P d 84.396.041=⨯==I ηkW P P 65.396.099.084.332=⨯⨯==I II ηη kW P P 47.396.099.065.342=⨯⨯==II III ηη （3）各轴转矩 m N n P T ddd ⋅=⨯==76.32144094.495509550m N i T T d ⋅=⨯⨯==I 32.7696.035.2611ηm N i T T ⋅=⨯⨯⨯==I II 4.32696.099.05.432.76321ηηm N i T T ⋅=⨯⨯⨯==II III 7.102396.099.03.34.326423ηη 将计算数值列表E ．减速器外零件的设计（带传动的设计） 1．确定计算功率P ca工况系数3.1=k A ，故kW kW P k P A ca 6.65.52.1=⨯== 2．选取窄U 带带型，根据n P ca 1,确定选用SPZ 型 3．确定带轮基准直径 取主动轮基准直径mm d d 1121=，从动轮基准直径mm d i d d d 2801125.212=⨯== 将d d 2圆整为标准值mm 280，即mm d d 2802=验算带速s m n d v d 50.16100060144011210006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ，带的速度合适4．确定窄U 带的基准长度和传动中心距由)(2)(7.021021d d a d d d d d d +<<+，初步确定中心距 mm a 4000=计算带所需的基准长度a d d d d a L d d d d d 02122104)()(22`-+++=πmm 08.14334004)112280()112280(240022=⨯-+++⨯=π因此选带的基准长度mm L d 1400=计算实际中心距mm L L a a a d 416208.143314004002`0=-+=-+= 5．验算主动轮上的包角α1α10001205.574161122801805.57180⨯--=⨯--=a d d d d 001207.157>= 主动轮上的包角合适6．计算窄U 带根数k k P P P Z Lcaα)(00∆+=kW P ca 6.6= kW P 79.20= kW P 217.00=∆932.0=k α 96.0=k L 所以5.296.0932.0)217.079.2(6.6=⨯⨯+=Z取3=Z 根7．计算预紧力 20)15.2(500qv k vZ P F ca +-=αm kg q 07.0=则 N F 277.1315.1607.0)1932.05.2(45.166.650020=⨯+-⨯⨯⨯=8．计算作用在轴上的压轴力F PF P =N F Z 435.77127.156sin 277.131322sin2010=⨯⨯⨯=α9．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 mm d mm d d 95385.25.21121=⨯=>= ，且mm d d 3001<mm d d 3002<，故皆选用腹板式10．传动比校正5.2112280121===d d i d d 33=∴i i 223.441.13==i 11．转速校正 5765.214401===I i n n m 12．转矩校正m N i T T d ⋅=⨯⨯==I 6.7896.05.276.3211ηF ．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Z 1=23，大齿轮齿数29.972323.4122=⨯==Z i Z 取972=Z 4） 初选螺旋角o15=β 2． 按齿面接触强度设计设计计算公式 []3211)(12σμμεφαH E H d t t Z Z T k d +⋅≥1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选载荷系数6.1=k t （2） 选取区域系数425.2=Z H（3） 76.01=εα 87.02=εα 63.187.076.021=+=+=εεεααα （4） 选取齿宽系数1=φd（5） 查得材料的弹性影响系数218.189MPa Z E =（6） 计算应力循环次数()91110147.383008215766060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==L j n N n 89210432.723.4/10062.1⨯=⨯=N 所以91.01=k HN 97.02=k HN（7） 查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ（8） 取安全系数S=1.3，则[]MPa Sk H HN H 4203.160091.01lim 11=⨯==σσ[]Sk H HN H σσ2lim 22=MPa 38.4103.155097.0=⨯=[][][]MPa H H H 75.54525.53355221=+=+=σσσ23.4=μ2） 计算（1） 试计算小齿轮分度圆直径d t 1mm d t 925.61)19.4158.189425.2(23.423.563.11106.786.123231=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ （2） 计算圆周速度s m n d v t 84.110006028.569925.6114.31000601=⨯⨯⨯=⨯=Iπ（3） 计算齿宽b 及模数m ntmm d b t d 925.61925.6111=⨯=⨯=φmm Z d m o tnt 600.22315cos 925.61cos 11=⨯==βmm m h nt 851.5600.225.225.2=⨯== 583.10851.925.61==h b （4） 计算纵向重合度εβ959.115tan 231318.0tan 318.001=⨯⨯⨯==βφεβZ d（5） 计算载荷系数kk A 1=，由s m v 18.1=，7级精度，查得2.1=k v45.1491031.01)16.01(18.015.1322=⨯⨯+⨯⨯++=-k H β查得35.1=k F β；设m N F k t A ⋅<1006，则4.1==k k H H αα故233.245.14.11.11=⨯⨯⨯==k k k k k H H v A βα（6） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mm k k d d t t 251.574.1233.2001.493311=⨯==（7） 计算模数m nmm Z d m n 22.22514cos 251.57cos 011=⨯==β 3． 按齿根弯曲强度设计[]32121cos 2σεφβαβF SaFa d n Y Y Z Y T k m ⋅≥ 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数079.235.14.11.11=⨯⨯⨯==k k k k k F Fa v A β （2） 根据纵向重合度982.1=εβ，查得螺旋角影响系数88.0=Y β（3） 计算当量齿数37.2714cos 25cos 3311===ov Z Z β 5.12114cos 111cos 3322===ov Z Z β（4） 查取齿形系数 57.21=Y Fa 16.22=Y Fa （5） 查取应力校正系数60.11=Y Sa 81.12=Y Sa（6） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==k k FN FN 取安全系数S=1.4，则[]1σF =MPa SkFE FN 57.3034.150085.011=⨯=σ[]2σF =MPa SkFE FN 86.2384.138088.022=⨯=σ（7） 计算大小齿轮的[]σFSa Fa Y Y 并加以比较[]111σF Sa Fa Y Y 01354.057.30360.157.2=⨯= []01637.086.23881.116.2222=⨯=σF Sa Fa Y Y2） 设计计算mm m on 63.101637.066.125114cos 88.0105.79079.223223=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 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mm d 25.571=来算应有的齿数，于是77.27214cos 251.57cos 11=⨯==on m d Z β取281=Z 则12428424.412=⨯==Z Z μ 4． 几何尺寸计算1） 计算中心矩 65.15614cos 22)12428(cos 2)(21=⨯+=+=on m Z Z a β 将中心矩圆整为157=a2） 修正螺旋角 '''2123101415722)12428(arccos 2)(arccoso n a m Z Z =⨯⨯+=+=β值改变不多，在5%范围内，故αε，βk ，H Z 等不必修正 3） 计算大小齿轮的分度圆直径mm m Z d o n 842.57231014cos 228cos '''11⨯==β mm m Z d o n 159.256231014cos 2124cos '''22=⨯==β 4） 计算齿轮宽度mm d d 842.57842.5711=⨯==φσ圆整后取mm B 651=，mm B 602= 5） 验算N d T F t 9.2748842.57105.7922311=⨯⨯==mm N mm N b F k t A 1005.47842.579.27481<=⨯= 合适 6） 计算齿轮相关尺寸 ○1齿顶圆直径 mm h d d a a 842.61)01(22842.572111=+⨯⨯+=+= mm h d d a a 159.260)01(22159.2562222=+⨯⨯+=+=○2齿根圆直径 mm h d d f f 842.52)025.01(22842.572111=-+⨯⨯-=-= mm h d d f f 159.251)025.01(22159.2562222=-+⨯⨯-=-= 7） 结构设计因为小齿轮齿顶圆直径mm d a 1601<，故采用齿轮轴结构，大齿轮齿顶圆直径mm d mm a 5001602<<，故采用腹板式结构。