二级圆柱齿轮减速器Word格式.docx

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2）载荷特性：

连续工作、近于平稳、单向运转；

3）卷筒效率：

η=0.96；

4）运输带允许速度误差：

±

5%；

5）生产规模：

成批生产。

5.设计内容

1）设计传动方案；

2）设计减速器部件装配图（A1）；

3）绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；

4）编写设计计算说明书一份（约7000字）。

二、传动装置总体设计

1.系统总体方案的确定

1）系统总体方案：

电动机→传动系统→执行机构

2）初选的三种方案如下:

方案一：

展开式二级齿轮减速器

方案二：

同轴式二级圆柱齿轮减速器

方案三：

圆锥圆柱齿轮减速器

3）三种方案的总体评价

方案一中，结构简单，但齿轮为不对称布置，轴应具有较大的刚度，输入输出端齿轮应布置在远离转矩输入输出端，一定程度上减弱扭转变形和弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均的现象，建议在载荷较平稳场合使用，高速级齿轮可做成斜齿，低速级任意，传动比一般为8~40，最大为60。

方案二中，减速器长度较短，两对齿浸油深度大致相同。

但轴向尺寸和质量都较大。

高速级齿轮的承载能力利用不充分，中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均，仅一侧有输入和输出端，传动装置灵活性差。

传动比一般≤5,最大为10。

方案三中，用于输入、输出两轴垂直相交的场合。

可卧式或立式，齿轮可做成直齿、斜齿或曲齿。

锥齿轮制造复杂，仅用在传动布置需要的场合，锥齿轮应置于高速级，使其尺寸不致过大造成加工困难。

传动比为8~15。

综合上述三个方案，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点，故选用方案一。

2.电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）

1）电动机类型和结构型式选择

最常用的的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。

其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。

由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。

2）选择电机容量

首先估计传动装置的总体传动范围：

由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速

工作机所需有效功率

从电动机到工作机主轴之间的总效率η

查表2-4知,联轴器的传动效率，有1个

V带传动效率

滚动轴承，有3对

圆柱齿轮传动，有两对

卷筒效率

卷筒轴的输出功率Ｐｗ＝Tnw/9550=1.680kW

故：

Pd=Pw/η

查表得：

3）选择电动机的转速

选择电动机转速时

式中：

——电动机转速可选范围

——各级传动的传动比范围

有表2-1查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，其他的传动比都等于1，则电动机转速的可选范围为：

nd’=i1i22nw=786～6718r/min

可见，同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合

这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种

3）确定电动机型号

由表20-1知，电动机型号相关表格如下

方案号

电动机型号

额定功率Kw

电动机转速r/min

电动机质量

Kg

总传动比

参考比价

同步

满载

1

Y122M-6

2.2

1000

960

45

24

3.09

2

Y100L1-4

1500

1420

34

35.5

1.87

两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.

选定电动机型号为Y100L1-4，其它主要参数列于下表：

电动机转速

中心高

mm

外伸轴径mm

轴外伸长度mm

100

28

60

2.传动装置的总传动比及其分配

1）计算总传动比：

i总=nm/nw=1420/40.23=35.30

2）各级传动比的分配

传动比选取见表2-1，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:

取V带传动比i1=3,i2=1.3*i

则减速器的总传动比为i=i总/i1=35.30/3=11.77

双级圆柱齿轮高速级传动比i12===3.91

双级圆柱齿轮低速级传动比i34=i/i12=11.77/3.91=3.01

3）各轴的转速n

电动机转轴转速:

n0=nm=1420r/min

高速轴Ⅰ：

n1=n0/i1=1420/3=473.33r/min

中间轴Ⅱ：

n2=n1/i12=473.33/3.91=121.06r/min

低速轴Ⅲ：

n3=n2/n34=121.06/3.01=40.22r/min

卷筒轴Ⅳ：

n4=n3=40.22r/min

4）各轴输入功率P

电动机：

Ped=3kW

高速轴Ⅰ:

P1=P0η1=2.2x0.96=2.112kW

中间轴Ⅱ:

P2=P1=2.112x0.99x0.97=2.007kW

低速轴Ⅲ:

P3=P2=2.007x0.99x0.97=1.908kW

滚筒轴Ⅳ：

5）各轴输入转矩T

T1=9550P1/n1=42.61N.m

T2=9550P2/n2=158.33N.m

T3=9550P3/n3=453.04N.m

N.m

将以上计算结果整理后列于下表：

电动机轴

轴Ⅰ

轴Ⅱ

轴Ⅲ

滚筒轴Ⅳ

功率P/kw

2.112

2.007

1.908

1.813

转矩T/（N.m）

42.61

158.33

458.04

430.49

转速n/（r/min）

473.33

121.06

40.22

传动比i

3

3.91

3.01

效率η

0.96

0.97

三、传动零件的设计计算

一、V带传动的设计计算

1、已知条件

设计此V带传动h时，已知条件有——带传动的工作条件；

传递的额定功率；

小带轮转速；

大带轮转速。

设计内容包括——选择带的型号；

确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；

初拉力和压轴力。

1）设计步骤

传动带初选为普通V带传动

1　确定计算功率

P为所需传递的额定功率就是电动机额定功率

此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。

由课本P156表8-8查得，工作情况系数=1.1

则=1.1×

2.2=2.42kw

2　选择V带型号

小带轮转速即电动机满载转速=1420r/min，

查表得，选取带型为A型。

3　确定带轮的基准直径，并验算带速度v

根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查表8-9选取小带轮的基准直径=90mm

验算带速=3.14*90*1420/60000=6.69m/s

因为带速不宜过高，一般在5m/s<

v<

25m/s,所以带速合适

大带轮基准直径=3*90=270mm

查表8-9，圆整后取=280mm

4　确定中心距a和基准长度

根据式8-20

可初选中心距a0=300mm

=2a0+π*（d1+d2）/2+（d2-d1）*（d2-d1）/4a0=1211mm

查表8-2得=1250mm

实际中心距a=a0+（-）/2=319.5mm

5　验算小带轮上的包角

=145.9°

>

120°

6　计算带的根数z

查表8-4插值得P0=1.07kw

查表8-5插值得ΔP0=0.17kw

查表8-6得=0.91

查表8-2得=0.93

则 

=2.31

故取z=3根

⑦计算单根V带的初拉力F0

由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以

⑧计算压轴力

=2×

3×

110×

带型

计算功率/kw

带速v/（m/s）

中心距a/mm

基准长度/mm

小带轮包角α

根数z

小带轮直径/mm

A

2.42

6.69

319.5

1211

145.9°

90

280

7　带轮的结构设计

由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。

因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮槽截面尺寸：

e=150.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.7mm,

则带轮轮缘宽度B=（z-1）*e+2f=2×

15+18mm,取B=48mm

对小带轮:

小带轮的基准直径=90mm，则=90+2*2.0=94mm

初选孔径d=25mm

则d1=（1.8～2）d=53mm,L=（1.5～2）d=49mm

对大带轮：

大带轮的基准直径=280mm，

则=280+2*2.0=284mm

也初选孔径d=24mm,则d1=（1.8~2）d=46mm

=280-2*（2.0+6）=264mm

=168.53mm

=59.765mm

S==（1/7～1/4）B=81/5=16.2mm

二、齿轮传动的设计计算 

高速级：

1、材料及热处理：

选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为280HBS,软齿面 

小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度

2、初选高速级小齿轮齿数Z1=24,则高速级大齿轮

Z2=i12*z1=3.91*24=94,所以取Z2=94，则齿数比=3.91。

3、用斜齿轮圆柱齿轮传动，压力角α=20°

，初选螺旋角β=14°

按齿面接触强度设计

1）确定公式内的各计算数值

①试选＝1.3

②查表选取尺宽系数＝1

③查表得材料的弹性影响系数=189.8

④按齿面硬度查表10-25d得 

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa

大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

⑤ 

计算应力循环次数 

60×

473.33×

1×

（2×

8×

300×

8）=1.09x109

＝N1/i12=1.09x109/3.91=2.78x108

式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。

Lh为齿轮的工作寿命，单位小时

查表得接触疲劳寿命系数 

高速轴：

KHN1＝1.0；

KHN2＝1.06

⑥计算接触疲劳许用应力 

取失效概率为1％，安全系数S＝1

取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

⑦由图10—20查取区域系数=2.433,

⑧由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数

⑨由式10-23可得螺旋角系数

1）计算

1　计算高速级小齿轮分度圆直径

计算圆周速度