同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书

1同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书设计计算及说明计算结果1、设计任务设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年。设计参数：运输机工作轴扭矩T=1500N·m，运输带速度v=0.85m/s，卷筒直径D=350㎜。2、传动方案的分析与拟定如设计任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱。采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。3、电动机的选择3.1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1确定电动机所需功率工作机的有效功率wP=1000vFw=10002vDT=kWkW29.7100085.010350150023取V带传动效率6.90带，滚动轴承传递效率9.90滚（三对），齿轮传动效率7.90齿，卷筒传动效率6.90卷，联轴器传动效率8.90联。kWPw29.72设计计算及说明计算结果从电动机到工作机输送带间的总效率16.808.906.907.909.906.902424联卷齿滚带电动机所需功率kWkWP93.8816.07.29Pw0因载荷平稳，电动机额定功率mP，只需稍大于0P即可，查表确定电动机功率kWPm11。3.2.2确定电动机转速卷筒轴工作转速min40.46min3503.140.85100060100060rrDvnwV带传动范围5~21i，二级圆柱齿轮减速器传动比60~82i,总传动比范围300~1660~85~2i,电动机转速可选范围wnin0=（16~300）×46.40r／min=（742.4~13920）r／min符合这一范围的同步转速为750r／min、1000r／min、1500r／min和3000r／min四种。初选同步转速为1000r／min和1500r／min的两种电动机比较。方案型号同步转速r／min满载转速r／min效率%质量㎏1Y160M-415001460881232Y160L-6100097087147由表中数据知，两个方案均可行，但方案1电动机质量小，且比价低，故采用方案1，选择电动机型号为Y160M-4。3.2.3确定电动机参数型号功率kW同步转速r／min满载转速r／min效率%质量㎏Y160M-4111500146088123额定转矩2.2最大转矩2.3电机轴键槽宽F(mm)12键槽深GF(mm)5电机轴直径D(mm)42018.0002.0电机轴长度E(mm)110H(mm)160G(mm)37816.0kWP93.80kWPm1140.46wn电动机型号为Y160M-43设计计算及说明计算结果4、传动装置运动及动力参数计算。4.1传动装置总传动比和分配各级传动比4.1.1传动装置总传动比wmnni=40.461460=31.4664.1.2分配各级传动比iiii其中，为使两级大齿轮直径相近，取ii，取V带传动的传动比5.2i，两级圆柱齿轮减速器传动比ii=5864.125.2466.31iiii=548.35846.12符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.2传动装置的运动和动力参考数的计算4.2.1各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴。min14600rnnmn=min584min5.214600rrinmin60.164min548.3584rrinnmin39.46min548.360.164rrinnmin39.46rnnw466.31i5.2i548.3ii4设计计算及说明计算结果4.2.2各轴功率kWP93.80kWkWPP57.509693.80带kWkWPP23.899.097.057.8滚齿kWkWPP90.799.097.023.8滚齿kWkWPPw29.796.098.099.090.722卷联滚4.2.3各轴扭矩41.58146093.89550955000mnPTN·m14.14058457.895509550nPTN·m50.47760.16423.895509550nPTN·m38.162839.4690.795509550nPTN·m74.150039.4629.795509550·m运动和动力参数如下表：轴名参数电动机轴高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ卷筒轴转速n(r／min)1460584164.6046.3946.39功率P（kW）8.938.578.237.907.29扭矩T（N·m）58.41140.14476.341628.381500.74传动比i2.53.5483.5481效率η0.950.960.960.935设计计算及说明计算结果5、传动零件的设计5.1V带轮的设计5.1.1V带设计电动机功率kWP93.80，转速14600nr／min，传动比5.2i，每天工作16小时。1、确定计算功率caP由《机械设计（第八版）》156页表8-7查得工作情况系数3.1AK，故kWkWPKPAca61.1193.83.102、选择V带带型根据caP、0n，根据《机械设计（第八版）》157页图8-11选用B型。3、确定V带轮的基准直径dd并验算带速1）初选小带轮的基准直径1dd。由《机械设计（第八版）》155页表8-6和157页表8-8，取小带轮基准直径mmdd1321。2）验算带速vsmsmndvd09.10100060146013210006001因为smvsm305，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径2ddmmmmdiddd3301325.212由《机械设计（第八版）》157页表8-8，大带轮基准直径圆整为mmdd3552。kWPca61.11B型mmdd1321mmdd35526设计计算及说明计算结果4、确定V带的中心距a和基准长度dL1）由式2102127.0ddddddadd得，mmamm9749.3400，初定中心距mma6500。2）计算带所需的基准长度021221004)(22addddaLdddddmm6504)132355(355132265022mm2084由《机械设计（第八版）》146页表8-2选带的基准长度mmLd2000。3）计算实际中心距mmmmLLaadd608220842000650200中心距的变化范围是mm668~5785、验算小带轮上的包角1901596083.571323551803.57180121adddd6、计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率rP由mmdd1321和min14600rn查《机械设计（第八版）》152页表8-4a得，kWP52.20。mmLd2000mma60815917设计计算及说明计算结果根据min14600rn，5.2i和B型带，查表8-4b得，kWP46.00，查表8-5得95.0K，查表8-2得98.0LK，于是kWkWKKPPPLr77.298.095.046.052.2002）计算V带的根数z19.477.261.11rcaPPz，故取5根带。7、计算单根V带的初拉力的最小值min0F由《机械设计（第八版）》149页表8-3得，B型带的单位长度质量mkgq18.0，故2min05.2500qvzvKPKFcaN209.1018.009.10595.061.1195.05.2500N306应使带的实际初拉力min00FF。8、计算压轴力PF压轴力的最小值为NNFzFp30092159sin306522sin21min0minkWPr77.25根NF306min0NFp3009min8设计计算及说明计算结果5.1.2V带轮的结构设计电动机主轴直径mmD42，长度mmE110，转速min1460rn，主轴上键槽深mmGF5，键槽宽mmF12。选择平键mmmmmm100812。1、小V带轮的设计选材200HT，由于3005.2ddd（其中mmDd42，mmdd132），故采用腹板式带轮。小V带轮mmmmdd6.75428.18.11，mmmmdL63425.15.1由《机械设计（第八版）》161页表8-10查得，mmha50.3min，mmhf8.10min，mme4.019，mmf5.11min，34。则mmmmhddada139)50.32132(2min，mmmmefB6.199)4.01945.112(42，取mmB99，mmBC75.24~14.1441~71，取mmC20。轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。2、大V带轮的设计选材200HT，由于300355dd，故采用轮辐式带轮。查表10-8得38。依小V带轮取mmB99，取mmd45，则mmmmdd81458.18.11，mmmmdL81458.18.1，mmmmhddada139)50.32132(2min，mmmmznPha73.44458457.8290290331，腹板式带轮轮辐式带轮9设计计算及说明计算结果mmmmhh78.3573.448.08.012，mmmmhb89.1773.444.04.011，mmmmbb31.1489.178.08.012，mmhf95.82.011，mmhf16.72.022，轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。5.2齿轮传动设计5.2.1低速级齿轮强度设计输入功率kWP23.8，扭矩34.476TN·m，转速min60.164rn，齿数比548.3，工作寿命10年两班制（每天16h）。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由表10-1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。4）选小齿轮齿数241z，大齿轮齿数152.8524548.322zz，取852z。2、按齿面接触强度设计231][132.2HEdtZKTd直齿圆柱齿轮7级精度241z852z10设计计算及说明计算结果1）确定公式内的各计算数值。①试选载荷系数3.1tK，②计算小齿轮传递的扭矩，mmNmmNnPT5551076.460.16423.8105.95105.95③由表10-7选取齿轮宽系数1d，④由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE，⑤由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim，⑥计算应力循环次数81107816.