两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1)

1、精品文档你我共享AAAAAA两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书8年。例如：设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装 置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为 热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传 送带。每日两班制工作，工作期限为 8年。已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所 需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定 两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机 2-带传动 3-减速器4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带1.2电动机的选择

2、计算项目计算及说明计算结果1.选择电根据用途选用丫系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机的类 型动机。2.选择电输送带所需的拉力为F=4667N动机的功F=2T/d=2X 700/0.3N 4667N率输送带所需动率为Pw=Fv/1000=4667X0.63/1000KW=2.94KW由表取，V带传动效率n带=0.96，一对轴承效率 n轴承 =0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率 n齿轮=0.97，联轴器效率Pf2.94KWn联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为42n总=n带n轴承 n齿轮 n联 =0.96 x420.99 x 0.97 x 0.99=0.859Pd=FW/ n 总=2.94/

3、0.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Fed=4kwn 总=0.859Po=3.42KwPed=4kw3.确定电 动机的转 速输送带带轮的工作转速为nw=1000x 60 x 0.63v/ n x 300r/mi n=40.13r/mi n查表，V带传动的传动比i带=24,两级减速器传动比 i=840,贝U总传动比范围为i=16160电动机的转速范围为nr/min=642.1 6421r/mi n总=）带i齿=（24）x（ 840）o=nwi =40.13 x（ 16160）n w=40.13r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min ,N=144

4、0r/min1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速 太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速 为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为 1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-41.3传动比的计算及分配 各级传动比的计算及分配。计算项目计算及说明计算结果1.总传动i 总=门mw=1440/40.13=35.88i 总=35.88比2.分配传根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器动传动比为比i=i总/i 带=35.88/2.5=14.35i=14.35高速级传动比为i1=V（ 1.3

5、 1.4 ） i= V（ 1.3 1.4 ） x 14.35=4.32 4.48取 i 1=4.4i 1=4.4低速级传动比为i2=i/i 1=14.35/4.4=3.26i 2=3.261.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.各轴转no=nm=1440r/mi nn o=1440r/mi n速r/mi nn1=no/i 带=1440/2.5r/min=576n1=576 r/minn2=n1/i 1=576/4.4r/mi n=130.9n 2=130.9 r/minr/mi n.15r/min3=n2/i 2=130.9/3.26r/min=40沪仏=40.1

6、5伽n 3=40.15r/min2各轴功 率3.各轴转 矩1=FOn o-1=FOn 带=3.42 X 0.96kwn w=40.15r/minP1=3.28kw=3.28kwP0.99 X 0.97kw=3.15kwP0.99 X 0.97kw=3.02KWP0.99 X 0.99kw=2.96kw2=3P1 nP2 nP3 nT0=9550(3.42/1440)N m=22.68 N - mT1=9550(3.28/576) N - m=54.38 N - mT(3.15/130.9) NT(3.02/40.15) NT(2.96/40.15) N2=9550-m=229.81 N - m

7、3=9550-m=718.33 N - mW=9550-m=704.06 N - m1-2一2-3 a-wFP1 n轴承nP2 n轴承nP3 n轴承n齿=3.28齿=3.15联=3.02(Po/n o)=955O(P1/n 1)=(PJn 2)=(Pyn 3)=(Pdn v)=9550955095509550P2=3.15kwP3=3.O2KWPw=2.96kwTo=22.68 N m=54.38 N mT2=229.81 N T3=718.33 N Tv704.06 N 表。二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下计算项

8、目计算及说明计算结果1.确定设计 功率Pd=KAX Po由表8-6，查得工作情况系数Kx=1.2，贝UPd=1.2 X 3.42kw=4.1kwPd=4.1kw2.选择带型no=144Or/min, P d=4.1kw,由图选择 A型带选择A型V带3.确定带轮 的基准直径根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm则大带轮的直径为dd2=i 带 dd1=2.5 X 100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速 度V带=n dd1no/6O X 1000m/s=7.54m/sVma)25m/s带速符合要 求5.确定中心 距和V带长度根据 0.7 (dd1 + dd2)

9、ao2 (dd1 + dd2),初步确定中心距，即 0.7X( 100 + 250) mm=245mm)12Coa1=154.88o120o合格7.确定V带根 数V带根数可用下式计算：Z= P d/( Pc+ Pc)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率Pc=1.3 kw,功率增量 F0*ni(1-1/K i)3由表 8-10 查得 Kb=0.7725 x 10-，由表 8-11 查得 K=1.137，贝U P=0.7725x 10 x 1440 ( 1-1/1.137 ) kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935 ,由表8-8查得&=0.93 ,则带的根数为Z=k d/(

10、p+ P0)KaK=4.1/(1.3+0.134) x 0.935 x 0.93=3.29 取四根Z=48.计算初拉 力由表8-13查得V带质量m=0.1kg/m,则初拉力为F 0=500pd/zu 带(2.5-KaZKa) +mv 对d1t进行修正K与K有较大差异，故需对由K计算出的 进行修正，即d 1=d1t (K/Kt) 1/3 三 47.93 X( 1.505/1.4 ) 1/3mm=49.1mm=500x 4.1/4 x 7.54(2.5-0.935/0.935)N+0.1x7.542N=119.45NF0=119.45N9.计算作用 在轴上的压 力Q=2z Fosi na/2=2

11、x 4x 119.45Nx sin 154.88 oo/2=932.72NQ=932.72N10.带轮结构 设计(1) 小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径C0=28, 由表8-15查得e=15 0.3mm,f=10 + 2 1mm轮毂宽：L 带轮=(1.5 2) 00= (1.5 2)x 28mm=4咎56mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B 带轮=(z 1) e+ 2f=(4 1) x 15mr+ 2x 10mm=65mm(2) 大带轮结构 采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同， 轮毂宽可与轴的结构设计同步进行2.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见

12、表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、 热处理和公 差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBV=217255HBWV HBV=162217HBW平均硬度 HBW=236HBWV HBWM90HBW. HBW HBW=46 HBV，在 3050 HBW之间。选 用8级精度45钢小齿轮调质处 理大齿轮正火处 理8级精度2.初步计算 传动的主要 尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其 设计公式为1/3d 1 三2KT/ dx (u + 1)/u x (ZeZhZc Zb/ S h):(1) 小齿轮

13、传递转矩为 T1=54380N mm(2) 因V值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8, 初选K=1.4 由表8-18，取齿宽系数 d=1.1 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8 VMPa初选螺旋角P =12,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46齿数比u=i 1=4.4 初选 Z1=23,则 Z2=uZ1=4.4 X 23=101.2,取 Z2=1O1，则端面重 合度为 a=1.88 3.2(1/ Z 1 + 1/ Z 2)cos P =1.88 3.2(1/ 23 + 1/ 101)cos12 o=1.67轴向重合度为 P =0.318 d Z1tan p =

14、O.318 x 1.1 X23X tan 12o=1.71由图8-3查得重合度系数乙=O.775(8) 由图11-2查得螺旋角系数Zp=0.99(9) 许用接触应力可用下式计算S h= Z N (T Hlim/S H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为c Hiim1=580MPa, cHiim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N 1=60n1aLh=60X 576X 1.0 X 2 X 8 X 25OX 8=1.1O6 X 1O998N 2= N1/i 1=1.106 X 10/4.4=2.51 X 10由图8-5查得寿命系数Zn=1.0, Zn2=1.14,由表8-2O取安

15、全系数S=1.O，则小齿轮的许用接触应力乙=23 乙=1O1 c H= Zn1 c Hiim1/Sh=1.0 X 58OMPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力c h2= Zn2 c Hiim2/Sh=1.14 X 390MPa/1=445MPa取c hf445MPa初算小齿轮的分度圆直径 d1t,得d1t 三2KT/ dX (u + 1)/u X (ZeZhZcZp/ c H)1/3:2X 1.4 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.46 X0.775 X 0.99/445)1/3mm=47.93mm(T h=580MPac h2=445MP

16、a c hf445MPa d1t 三 47.93mm3.确定传动 尺寸K=1.505dit4.校核齿根 弯曲疲劳强 度由图8-10查得重合度系数Ye =0.71由图11-3查得螺旋角系数Yb =0.87许用弯曲应力【百 】f=Yn (T FLim/S F8-4f、b查得弯曲疲 劳极限 应力为c Fum1=215MPa, cdit = 48.53mmm=2.5mm ai=160mmP =14.362di=59.355mm d2=65.29mm b2=66mm bi=75mm满足齿根弯曲160)=14.362因P与初选值相差较大，故对与 P有关的参数进行修正，由图 9-2查得节点区域系数Zh=2.

17、43，则端面重合度为 a=1.88 3.2(1/ Z 1+ 1/ Z 2)cos P =1.88 3.2(1/ 23 + 1/ 101)cos14.362 o=1.66轴向重合度为 P=0.318 d Z1tan P =0.318 X 1.1 X 23X tan 14.362 o=2.06 由图8-3查得重合度系数 乙=0.775,由图11-2查得螺旋角系数 Zp =0.985d 1t 三2KT/ dX (u + 1)/u X (ZeZZcZp/ c h) : 1/32 X 1.505 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.43 X 0.775 X

18、0.985/445)1/3mm=48.53mm 精确计算圆周速度为V= n d1t n1/60 X 1000= n X 48.53 X 576/60 1000m/s=1.46m/s, 由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13, K值不变m n= d 1cos p /Z1=48.53mm cos14.362 o/23=2.04mm按表8-23，取m=2.5mm则高速级的中心距为a 1= m(Z1 + 乙)/2cos p =2.5 X (23 + 101)mm/(2 cos14.362 o)=160mm 则螺旋角修正为P =arccos m n(Z1 + Z2)/2a= arcos2.5 X (23

19、 + 101)mm/(2 X 160)=14.362 修正完毕，故d1= mnZ/cos p =2.5 X 23/ cos14.362 omm=59.355mmd2= mnZ2Zcos p =2.5 X 101/ cos14.362 mm=260.545mmb= dd1=1.1 X 59.355mm=65.29mm 取 b2=66mm b 1=b + (5 10)mm取 b1=75mm 齿根弯曲疲劳强度条件为c F=2KTi7bmnd1 X YfYsYe Yp = c fK、T1、m和d1同前齿宽 b= b2=66mm齿形系数Yf和应力修正系数Ys。当量齿数为Zv1=Z1/(cos P )3=

20、23/(cos14.362 )3=25.3ZvzrZygos p )3=101/(cos14.362二“行由图 8-8 查得 1=2.61 ,2=2.22，由图 8-9 查得 Ys1=1.59，Ys2=1.81 由图FLim2=170MPa由图8-11查得寿命系数 Yn1= Yn2=1,由表8-20查得 安全系数Sf=1.25，故【c】F1 =Yn1c FLim1/SF=1X 215/1.25MPa=172MPacl F2 =Yn2 C FLim2/SF= 1x 170/1.25MP a=136 MPd 疲劳强度 c F1=2KT/bmnd1 x WYsYe Yp =2x 1.505 x 54

21、380/ ( 66 x 2.5 x59.355) x 2.61 x 1.59 x 0.71 x 0.87MPa=42.8MPer c f1C f2= c f1Yf1Ys1/Yf2*=42.8 X 2.22 x 1.81/(2.61 x 1.59)MPa 5.计算齿轮 传动其他几 何尺寸端面模数齿顶高齿根高全齿高顶隙mt=m/cos p =2.5/cos14.362 omm=2.58065mm*h a= ham=1x 2.5mm=2.5mmh f= (h a* + c*)mn=(1 + 0.25) x 2.5mm=3.125mm h= h a+ hf=2.5mn+ 3.125mm=5.625mm

22、8c=c m=0.25 x 2.5mm=0.625mmm=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mmc F2dai=61.355mm da2=265.645mm齿顶圆直径为dai=di + 2ha=59.355mm 2 x 2.5mm=61.355mmda2=d2 + 2ha=260.645mn+ 2 x 2.5mm=265.645mmdfi=53.105mm df2=254.395mm齿根圆直径为dfi =di 2hf=59.355mm- 2x 3.125mm=53.105mmdf2=d2 2hf=260.645mn 2x 3.125m

23、m=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、 热处理和公 差等级45钢小齿轮调质处理 大齿轮正火处理8级精度大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理， 由表 8-17 得齿面硬度 HBW217255HBWV HBW162217HBW. 平均硬度 HBW=236, HBW=190. HBW HBW=46 HBW，在 30 50 HBW之间。选用8级精度2.初步计算 传动的主要 尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d 3 三2KT3/ dX (u + 1)/u x (ZeZhZcZp/ c h) :

24、1/3(1) 小齿轮传递转矩为 T3=229810N- mm(2) 因V值未知，KV值不能确定，可初步选载荷系数 K=1.11.8,初选K=1.4 由表8-18，取齿宽系数 d=1.1 由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8 VMPa乙=23 Z4=101初选螺旋角p =11,由图9-2查得节点区域系数Zh=2.465齿数比u=i 2=3.26 初选 Z3=25,则 Z4=uZ3=3.26 x 25=81.5,取 Z4=82，则端面重 合度为 a=1.88 3.2(1/ Z 3+ 1/ Z 4)cos p =1.88 3.2(1/ 25+ 1/ 82)cos11 o=1.68轴向重合度为

25、p =0.318 d Zatan p =0.318 x 1.1 x 23x tan 11o=1.70 由图8-3查得重合度系数乙=0.775(8) 由图11-2查得螺旋角系数Zp=0.99(9) 许用接触应力可用下式计算c h= Z N C Hlim/S HI3.确定传动 尺寸由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为t Hiim3=580MPa, tHiim4=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N 3=60n2aL=60X 130.9 X 1.0 X 2X 8X 250X 8=2.513 X 10(1) 计算载荷系数由表8-21查得使用系数K=1.0 ,因 v= n d3t n2/6

26、0 X 1000= n X 76.615 X 130.9/(60 X 1000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数 Kv=1.07,由图 7查得齿向载荷分配系数Kb=1.11 ,由表8-22查得齿间载荷 分配系数Ka=1.2，则载荷系数为K=K aK/Kp Ka=1.0 X 1.07 X 1.11 X 1.2=1.43(2) 确定模数m ,因K与K差异不大，不需对由K计算出的 d3t进行修正，即m n= d 3COS P /Z 3=76.615mm cos9.76 725=3.03mmN 4= Ns/i 2=2.513 X 108/3.26=7.71 X 107由图8-5查得寿命

27、系数Zn3=1.14, Z n4=1.14,由表8-20取安全 系数Sh=1.0，则小齿轮的许用接触应力(T H3= Zn3 c Hiim3/SH=1.14 X 580MPa/1=661.2MPa大齿轮的许用接触应力T H3= ZN4 T Hlim4/Sh=1.2 X 390MPa/1=468MPa取T h=445MPa初算小齿轮的分度圆直径 d1t,得d1t 三2KT/ dX (u + 1)/u X (ZeZZcZb/ t h) : 1/32X 1.4 X 54380/1.1 X (4.4 + 1)/4.4 X (189.8 X 2.46 X1/3S h3=661.2MPaS h4=468M

28、Pa S h=468MPa D3t 三 76.615mmK=1.43dit = 76.77mmm=3.5mm0.775 X 0.99/445) :mm=47.93mm按表8-23，取m=3.5mm则中心距为a 2= m(Z3 + Z4)/2cos B =3.5 X (25 + 82)mm/(2 X cos9.76 o)=190mm则螺旋角修正为B =arccos m n(Z3 + Z4)/2a= arcos3.5 X (25 + 82)mm/(2 X 190)=9.76 o 修正完毕，故d3= mnZs/cos B =3.5 X 25/ cos9.76 mm=88.785mmd4= mnZ4/

29、cos B =3.5 X 82/ cos9.76 omm=291.215mmb= dd3=1.1 X 88.785mm=97.66mm取 b4=98mm b 3=b+ (5 10)mm取 b3=105mmai=190mmB =9.76d3=88.785mm d4=291.215mm b4=98mm b3=105mm4.校核齿根 弯曲疲劳强 度5.计算齿轮 传动其他几 何尺寸齿根弯曲疲劳强度条件为T F=2KT3/bmnd3X YFYsYg Yb = c fK、T3、m和d3同前齿宽 b= b 3=98mm齿形系数W和应力修正系数Ys。当量齿数为ZZ由图8-8查得Ys4=1.79(4)(5)(6)3V3=Z3/(cos B ) =25/(cos9.76 v4=Z4/(cos B ) 3=82/(cos9.76 Yf3=2.6 , Y：4=2.25，由图 8-9由图8-10查得重合度系数Yc =0.701 由图11-3查得螺旋角系数Yb=0.92 许用弯曲应力【T 】f=Yn T FLim/S F8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为 =170M Pa由图8-11查得寿命系数 安全系数Sf=1.25，故【T215/1.25 M