新课程设计机械设计二级主减速器.doc

题目: 带式运输机上的减速器设计

目录
一、设计任务…………………………………………… 3
二、传动方案拟定…………….…………………………4
三、电动机的选择……………………………………….5
四、计算总传动比及分配各级的传动比……………… 6
五、运动参数及动力参数计算……………………….…6
六、V带设计……………………………….……………7
七、齿轮的设计计算……………………………….……9
八、轴的设计计算………………………………………17
九、滚动轴承的选择及校核计算………………………25
十、键联接的选择及计算………………………………26
十一、联轴器的选择……………………………………27
十二、箱的各参数………………………………………27
十三、附件的选择………………………………………28
十四、润滑与密封………………………………………29
十五、设计小结…………………………………………30
十六、参考文献…………………………………………31
十七、附录（零件及装配图）…………………………31

一、设计任务
1、带式输送机的原始数据
输送带牵引力F/kN
3.1
输送带速度v/(m/s)
1.6
滚筒直径D/mm
380
2、工作条件与技术要求
设计要求：设计一用带式运输机上的两级圆柱斜齿轮减速器，动力由电动机经电动机减速器传至输送带。每天两班制工作，载荷较平稳，连续单项运动，环境最高温度35度，工作期限八年。（允许输送带速度误差为±5％）

计 算 及 说 明
结 果
二、传动方案拟定

1、方案：
由于传送的转矩较大，而运输带的速度较小，载荷比较平稳，故选用展开式两级圆柱齿轮减速器。机构简图如下：

1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒 6-传动带
2、结构特点：
1）外传动为联轴器传动；
2）减速器为二级斜齿圆柱齿轮传动。
3、该方案的优缺点：
优点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。
缺点：减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

三、电动机的选择
(1)电机类型的选择：由工作条件选用卧式封闭型Y(IP44)系列三相交流异步电动机。（查书①表8-53）
(2) 卷筒的输出功率PW
PW=FV/1000=3100×1.6/1000＝4.96（KW）
(3) 传动装置总效率η总
η总＝η1η32η23η4η5
查书①表3-4：V带传动η1选0.92，滚动轴承η2选0.99，圆柱齿轮η3选0.96，联轴器η4选0.99，滚筒轴滑动轴承η5选0.99
η总 ＝0.92×0.923×0.992×0.96×0.99=0.806
(4)所需电动机功率 Pd=PW/η总=4.96/0.806=6.154(KW)
（5） 工作机的转速为 nw＝60v/10-3(πD)
＝60×1.6103/（3.1416×380）
＝80.42 (r/min)

查书①表8-53, 比Pd大，且又比较接近Pd的电机功率为7.5KW,额定功率为7.5KW的电机有以下几种。将总传动比合理分传动比分配给V带传动和减速器传动有两种传动方案，如下表所示：

电机型号
额定率
（kW）
同步转速
满载转速n
Y132S-4
7.5
1500
1440
Y160M-6
7.5
1000
970
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，故选用第二种传动方案，即选电机的型号为： Y160M-6，电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在书①表8-53中查的。
（6）电动机额定功率Ped
查书①表8-53选电动机额定功率Ped =7.5KW Y160M-6
满载转速nm＝970 (r/min)
（7）传动机总传动比＝nm/nw＝970/80.42=12.06

四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、由上一步得总传动比=12.06
2、取V带传动比：i带＝2.5
减速器传动比： ij＝/ i带＝12.026/2.5＝4.923
减速器高速级传动比：i1＝ = =2.504
减速器低速级传动比：i 2 = ij/i 1=4.825/2.504=1.927,

五、运动参数及动力参数计算
(1)各轴转速
0轴 n0= nm＝970 (r/min)
Ⅰ轴 n1 = n m/ i带=970/2.5=388 (r/min)
Ⅱ轴 n2= n1/ i 1=388/2.504=154.952(r/min)
Ⅲ轴 n3= n2 / i 2=154.952/1.927= 80.411 (r/min)

(2)各轴输入功率
Ⅰ轴 PⅠ＝ Pedη1=7.5×0.92= 6.9(KW)
Ⅱ轴 PⅡ＝ PⅠη2η3 =6.9×0.99×0.97=6.626(KW)
Ⅲ轴 PⅢ＝ PⅡη2η3=6.626×0.99×0.97= 6.363(KW)

(3)各轴输入转矩
0轴 T0=9550 Ped/ n0=9550×7.5/970=73.840 (N·m)
Ⅰ轴 TⅠ=9550 PⅠ/ n1＝9550×6.9/388=169.832 (N·m)
Ⅱ轴 TⅡ=9550 PⅡ/ n2＝9550×6.626/154.952=408.374(N·m)
Ⅲ轴 TⅢ=9550 PⅢ/ n3＝9550×6.363/80.411=755.701(N·m)

转速(r/min)
输入功率(KW)
输入转矩(N·m)
0轴
970

73.840
Ⅰ轴
388
6.9
169.832
Ⅱ轴
154.9
2
6.626
408.374
Ⅲ轴
80.411
6.363
755.701

六、V带设计
1、选择V带的带型
(1)因为载荷较平稳，两班制（16h）工作，查书②表13-8可得工作系KA=1.1
计算功率Pc= KAPed=1.1×7.5=8.25 (KW)
n0 =970 (r/min)
(2)根据n0和Pc的值，由V带选型图书②图13-15可知：
选用B型带。
2、确定带轮的基准直径d2， d1
(1)查表，初选小带轮的基准直径d1=125（书②表13-9）
(2)大带轮的初选直径为
d2= imd1 (1-0.02) /n1=970*125*0.98÷388=306.25
由表取 d2 =300
(3)验证带速v
m/s
因为525 m/s,故带速合适。
3、确定V带中心距a和V带的基准长度Ld
因为 1.5( d1 +d2) < a0 < 2( d1 +d2)
即 1.5( 125 +300) < a0 < 2(125+300)，637.5< a0 <850
取 a0 =640
带所要的基准长度为

=2×640+=1959.551
查书②表13-2选带的其准长度Ld=2000
实际中心距为 :
a=a0+ 640+660
中心距的变动范围：
amia =a－0.015Ld=660-0.015*2000=630
amax =a＋0.030 Ld=660+0.03*2000=720
中心距的变动范围为： 630 720
4、验证小带轮的包角α1： 故设计合理
5、确定带的根数及带轮实际传动比
（1）带轮实际实际传动比 = d2/[d1 (1-0.02)]=2.450
初调高速级传动比
初调低速轴传动比
Kα——包角的系数
KL——长度系数
P0——单根V带的基本额定功率
△P0——计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量
查书②表13-7，知Kα =0.96 知KL=0.98
查书②表13-3，知P0=1.64KW
查书②表13-5，知△P0=0.30
带根数：
所以取带的根数为5根

6、计算预紧力F0和带传动压轴力FQ
计算预紧力：由书2表13-1，q=0.17kg/m。有：

计算带传动作用在轴上的力（压轴力）

7，带轮结构设计

小带轮
大带轮
基准直径dd
125
300
槽型
B
B
根数
5
5
孔径
42
42
轮缘宽度
101
101
轮毂长度L
50
70

七、齿轮的设计计算
（一）高速级齿轮传动的设计
1，选材料及确定许用应力
1）材料选择：大小齿轮材料选用45钢(表面淬火)硬齿面,齿面硬度为40至50HBS。
2）齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim1=1150 MP
σFE =690MPa (书②表11-5)
选取区域系数：ZH=2.5
弹性影响系数： ZE=189.8MPa （书②表11-4）

2、按齿轮弯曲强度计算
（1）选用9级精度
（2）试选Kt=1.1（书②表11-3）
取齿宽系数 фd=1.5 （书②表11-6)
小齿轮上的转矩：=9.55/ =1.65566Nmm
（3） 选小齿轮齿数=21，则： 取=53
齿数比u==2.524
（4）初选螺旋角=
（5）齿形系数：

（6）查书②图11-8，11-9
（7） 计算大，小齿轮的并加以比较
==0.00776
==0.00694

0.00776＞0.00694 所以应对小齿轮进行弯曲强度计算
（8）法向模数:
mm=2.042mm
由书②表4-11取
（9）中心距:
取
(10)确定螺旋角:

（11）小齿轮分度圆直径d1
d1=
（12）齿宽：
取
3，验算齿面接触强度

＜[]=1150Mpa 所以安全
4，齿面的圆周速度：V
对照书②表11-2，选9级制造精度，齿轮润滑方式为脂润滑。
5，d2=

6，计算齿轮的圆周力，径向力，轴向力：
圆周力：N
径向力：N
轴向力：N
（二）高速级齿轮传动的设计
1，选材料及确定许用应力
1）材料选择：大小齿轮材料选用45钢(表面淬火)硬齿面,齿面硬度为40至50HBS。
2）齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim1=1150 MP
σFE =690MPa (书2表11-5)
选取区域系数：ZH=2.5
弹性影响系数： ZE=189.8MPa （书②表11-4）

2、按齿轮弯曲强度计算
（1）选用9级精度
（2）试选Kt=1.1（书②表11-3）
取齿宽系数 фd=1.5 （书②表11-6)
小齿轮上的转矩：=9.55/ =9.55/
=4.0340
（3） 选小齿轮齿数=28，则： 取=55
齿数比u==1.964
（4）初选螺旋角=
（5）齿形系数：

（6）查书②图11-8，11-9
（7） 计算大，小齿轮的并加以比较
==0.00765
==0.00723

0.00765＞0.00723 所以应对小齿轮进行弯曲强度计算
（8）法向模数:
mm=2.528mm
由书②表4-11取
（9）中心距:
取
(10)确定螺旋角:

（11）小齿轮分度圆直径d3
d3=
（12）齿宽：
取
3，验算齿面接触强度

＜[]=1150Mpa 所以安全
4，齿面的圆周速度：V
对照书②表11-2，选9级制造精度，齿轮润滑方式为油润滑。
5，d4=

6，计算齿轮的圆周力，径向力，轴向力：
圆周力：N
径向力：N
轴向力：N

(三)，齿轮结构的设计

表 一：

齿轮结构尺寸
名称
高速级大齿轮
低速级小齿轮
低速级大齿轮
毂孔直径d
42
42
62
轮毂直径
67.2
/
99.2
轮毂宽度L
50.4
/
74.4
腹板最大直径
137.23
/
144.79
孔板分布圆直径
102.22
/
121.99
孔板直径
17.52
/
11.40
腹板厚度C
12
/
13.5
小齿轮 齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构;大齿轮2采用腹板式结构，结构尺寸按公式和后续设计的中间轴配合段直径计算

高速级大齿轮的结构草图如上图。（其他齿轮结构类似，参数如上，结构草略）
表二：

高速级齿轮的传动尺寸
低速级齿轮的传动尺寸
名称
计算公式
结果
法面模数

3
3
法面压力角

螺旋角

齿数

21
53
28
55
传动比

2.524
1.964
分度圆直径

65.270
164.730
87.711
172.289
齿顶圆直径

71.270
170.730
93.711
178.289
齿根圆直径

57.770
157.230
80.211
164.789
中心距

115
130
齿宽

45
40
50
45

八、轴的设计计算
（一）轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，高速轴与中间轴表面淬火，低速轴调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%。查书②表14-2 取35. 所以有
高速轴：==mm=28.756mm 因高速轴最小直径处安装皮带轮，设有一个键槽，则：=mm。
中间轴：===38.626mm 圆整后取40mm
低速轴：===47.101mm 因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=49.156mm 参见书③表17-4 联轴器选择，由TⅢ=755.701N·m，选联轴器型号HL4，则连轴器的孔径，=50mm
（二）轴的结构设计
1、高速轴的结构设计
1）各轴段直径的确定
：最小直径安装大带轮，所以：==42mm
： ==49mm。
：滚动轴承处轴段，=50mm。滚动轴承选取7210AC，其尺寸为=
：过渡轴段,滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取=52mm
齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴与齿轮的材料和热处理方式一样。均为45钢，表面淬火。
:=52mm
：滚动轴承处的轴段，==50mm。
2）各轴段的长度确定
：由 大带轮的轮毂长度=70mm确定，=68mm。
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定=62mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=31mm。
：由装配关系、箱体结构等确定，=70.5mm。
：由高速级小齿轮宽度=45mm，确定=45mm。
：=20mm
:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=20mm
3）细部结构设计
由书③表14-11查出大带轮处键=（t=5.0mm，=3.3,r=0.3mm）；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为。

2，中间轴的结构设计
1）各轴段直径的确定
：最小直径，滚动轴承处轴段，==40mm。滚动轴承选取7208AC，其尺寸为=.
：高速大齿轮轴段，=42mm。
：根据齿轮的轴向定位要求。=58mm。
：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。
：=58
:滚动轴承段，=40mm。
2）各轴段的长度确定
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=18+10+10+2.5+1=41.5mm。
：由高速级大齿轮的毂孔宽度=40mm确定，=39mm。
：=10mm。
：低速级小齿轮的毂孔宽度=50mm确定，=50mm。
:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=13mm。
:由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=23mm。

3）细部结构设计
由书③表14-11查出高速级大齿轮处键=（t=5.0mm，=3.3,r=0.3mm）齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为。

3、低速轴的结构设计
1）各轴段的直径确定
：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，==50mm。
：。密封处的轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=63mm）
：根据滚动轴承轴段，=60mm。滚动轴承选取7212AC，其尺寸为=
： =61mm。
：根据齿轮的轴向定位要求，=78mm。 (h=8)
：低速大齿轮轴段，=+2=62mm
：根据滚动轴承轴段，=60mm。
2）各轴段长度的确定
：由联轴器的毂孔宽=84mm确定，=84-3=81mm.
：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=63mm。
：由滚动轴承确定，=21mm。
：由装配关系、箱体结构等确定，=122.5-10-205-2-43-11.2+10=63.8mm。
；=1.4h=11.2mm。 (h=8)
：由低速级大齿轮的毂孔宽=45mm。 =45-2=43mm。
：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=B+10+10+2.5+2-1=43.5mm。
3)细部结构设计
由书③表14-1查出低速联轴器处键=（t=5.5mm，=3.8,r=0.3mm）;低速大齿轮处键=（t=5.0mm，=3.3,r=0.3mm）齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为。
（四）轴的校核（校核低速轴）
圆周力：
径向力：
轴向力：

各段跨度为：

轴的受力图如下图所示，可见在安装齿轮处为危险截面：

注：
,（α取0.6）
进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
===25.327Mpa;
根据选定的轴的材料45钢，调质处理。由《机械设计》表15-1查得=60Mpa.因<,故强度足够。
故此轴的设计是合理的。

（5）轴的结构设计如下表：
高速轴各轴段尺寸：

1
2
3
4
5
6
7
直径
42
49
50
52

52
50
长度
68
62
31
70.5
45
20
20
中间轴各轴段尺寸：

1
2
3
4
5
6
直径
40
42
58

58
40
长度
41.5
39
10
50
13
23
低速轴各轴段尺寸：

1
2
3
4
5
6
7
直径
50
63
60
61
78
62
60
长度
81
63
21
63.8
11.2
43
43.5

九、滚动轴承的选择及校核计算（低速轴轴承）
轴III选用的是7212AC型轴承
（1）轴承1,2的轴向力：

轴向力：

由,
故轴承1为压紧端,轴承2为放松端.
.
(2)计算轴承当量载荷;
由书②表16-11查的e =0.68
书②表16-11取X1=0.41,Y1=0.87
取X2=1,Y2=0
故当量载荷：

十、键联接的选择及计算（书②158页）
1、查机械设计手册,各轴上键用的型号为:
(1) 轴I:
键12×56 GB/T 1096[圆头普通平键(A型)b=12,h=8,L=56]
(2) 轴II:
键12×32 GB/T 1096[圆头普通平键(A型)b=12,h=8,L=32]
(3) 轴III:
键18×36 GB/T 1096[圆头普通平键(A型)b=18,h=11,L=36]
键14×70 GB/T 1096[圆头普通平键(A型)b=14,h=9,L=70]
2、键的校核:
查表可知
(1) 轴I上的键校核：

强度足够
(2) 轴II上的键校核：

强度不足，故用双键。

(3) 轴III上的键校核：

强度足够

强度足够
十一、联轴器的选择
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则
，低速级联轴器：==982.411N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查书③表17-4，选取HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径，，，许用转速2800，都满足要求。故设计合理。标记：HL4联轴器。
十二、箱的各参数：
名称
符号
参数
设计原则
箱体壁厚
δ
10
0.025a+3 >=8
箱盖壁厚
δ1
8
0.02a+3 >=8
凸缘厚度
箱座
b
15
1.5δ
箱盖
b1
12
1.5δ1
底座
b2
25
2.5δ
箱座肋厚
m
8.5
0.85δ
地脚螺钉
型号
df
M16
0.036a+12
数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
M12
0.75 df
箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸
d2
M12
（0.5-0.6）df
连接螺栓的间距
l
160
150~200
轴承盖螺钉直径
d3
8
（0.4-0.5）df
观察孔盖螺钉
d4
9
（0.3-0.4）df
定位销直径
d
8
（0.7-0.8）d2
d1,d2至外箱壁距离
C1
20
C1>=C1min
d2至凸缘边缘距离
C2
16
C2>=C2min
df至外箱壁距离
C3
26

df至凸缘边缘距离
C4
24

箱体外壁至轴承盖座端面的距离
l1
51
C1+ C2+(5~10)
轴承端盖外径
D2
101 101 106

轴承旁连接螺栓距离
S
115 1 40 139

十三、附件的选择：
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。
名称
规格或参数
作用
窥视孔
视孔盖
130×100
为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235
通气器
通气螺塞
M27×1.5
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235
轴承盖
凸缘式轴承盖
六角螺栓（M10）
固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT150
定位销
M5
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢
油面指示器
油标尺M12
检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用1型
油塞
M14×1.5
换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235
起盖螺钉
M8
为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
起吊装置
吊耳
为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径16。

十四、润滑与密封
1、润滑方式
（1）齿轮浸油润滑，由于低速级周向速度为1.608，所以浸油高度约为30～50㎜。
取为45㎜。
（2） 轴承采用润滑脂润滑
2、润滑油的牌号
（1） 齿轮润滑用150号机械油（GB443-1989）,最低到最高油面约为10～20mm，需油量为2L左右。
（2） 轴承选用ZL—3型润滑脂（GB7324-1987），用油量为轴承间隙的为宜
3、密封方式
（1） 箱盖和箱座接触面用涂密封漆或水玻璃的密封方法。
（2） 在观察孔和油塞与机体之间加棉橡胶纸、垫片进行密封。
（3） 轴外伸端和透盖间用V型密封圈密封。
轴承靠近机体内壁处用挡油盘密封。
十五.设计小结
此次减速器，经过大半学期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.
这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.
    尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。

十六、参考文献
①，《机械设计课程设计》（第二版） 高等教育出版社。
②，《机械设计基础》（第五版）高等教育出版社。
③，《机械设计课程设计》（第二版） 高等教育出版社。
④，《理论力学》 清华大学出版社
⑤，机械设计手册(2008电子版) 化学工业出版社
⑥,《互换性与技术测量》（第五版） 中国计量出版社
十七、附录（零件及装配图）

展开式双级圆柱齿轮减速器

卷筒的输出功
PW =4.96 KW

异步电动机Y160M-6
满载转速nm＝
970 (r/min)

额定功率Ped =7.5KW

传动机总传动
＝12.06

i带＝2.5
初选：
i 1＝2.504
i 2＝1.927

n0＝970 r/min
n1=388 (r/min)
n2=154.952(r/min)
n3= 80.411 (r/min)

=6.9 kw
6.626 kw
=6.363 kw

T0 =73.840 N·m
TⅠ=169.832 N·m
TⅡ=408.374N·m
TⅢ=755.701N·m

选用B型带

d1=125
d2=300

Ld=2000
a=660

小带轮的包角α1验证通过

=2.450
初调
初调
初调
初调
初调

根数为5根

F0=215.301N
FQ=2134.127N

Kt=1.1
фd=1.5
=165566Nmm
=21
=53
u=2.524
初选=
Zv1=23.302

Zv2=58.849

确定螺旋角:
=

d1=

v=1.608

d2=164.730

N
N
N

=28
=55
初选=
Zv3=31.069

Zv4=58.849

确定螺旋角:
=

d3=87.711

v=0.719

d4=172.289

N
N
N

高速轴：
30.194mm

中间轴：
40mm

低速轴：
=50mm

高速轴各轴段直径：
=42mm
=49mm
=50mm
=52mm
由小齿轮决定
=52mm
=50mm

高速轴各轴段长度：
=68mm
=62mm
=31mm
=70.5mm
=45mm
=20mm
=20mm

中间轴各轴段直径：
=40mm
=42mm
=58mm
由小齿轮决定=58mm

中间轴各轴段长度：
=41.5mm
=39mm
=10mm
=50mm
=13mm
=23mm

低速轴各轴段直径：
=50mm
=63mm
=60mm
=61mm
=78mm
=62mm
=60mm

低速轴各轴段长度：
=81mm
=63mm
=21mm
=63.8mm
=11.2mm
=43mm
=43.5mm

.

。

选用7212AC型轴承合适

轴I上的键强度足够

轴II上的键用双键

轴III上的键强度足够

HL4联轴器

计 算 及 说 明
结 果

计 算 及 说 明
结 果

计 算 及 说 明
结 果