最新二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明文档格式.docx

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输送带速度

v（m/s）

1.8

卷筒直径

D（mm）

250

图1-1带式输送机传动方案

减速器类型:

二级展开式直齿圆柱齿轮减速器

设计原则：

结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。

传动方案：

电机→联轴器→两级直齿圆柱齿轮减速器→工作机

方案分析：

带式输送机由电动机驱动。

电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

设计内容

计算与说明

结果

电动机的选择

计算工作装置所需功率

计算电动机的输入功率

计算电机的总效率

计算卷筒转速

计算满载转速

传动装置总传动比

计算输入轴转速

计算中间轴转速

计算输出轴转速

计算各轴输入功率

计算各轴输入转矩

计算齿轮齿数和

高速级齿轮的设计

计算小齿轮传递的转矩

计算应力循环次数

算小齿轮分度圆直径

计算圆周速度V

计算齿宽b

计算载荷系数

计算弯曲疲劳许用应力

计算载荷系数K

计算模数

计算齿轮齿数

齿轮几何尺寸计算

计算中心距

计算齿轮宽度

选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

低速级齿轮齿数

计算接触疲劳许用应力

试算小齿轮分度圆直径d1t

计算载荷系数k

计算实际分度圆直径

计算模数m

模数的确定

计算大、小齿轮的分度圆直径

初步确定轴上的力

初步确定轴的直径

输入轴的设计

选择滚动轴承

键的设计

计算水平支反力

计算垂直面支反力

计算轴O处弯矩

校核轴的强度

校核键的连接强度

校核轴承的寿命

确定轴上的力

轴的设计

轴的强度校核

初步确定从动轴的最小直径

计算支反力

齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择

密封方式的选择

箱体的设计

减

速

器

附

件

设

计

的

技

术

要

求

二、电动机的选择及运动参数的计算

2.1电动机的选择

（1）选择电动机类型

按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的Y系列鼠笼型三相异步交流电动机。

（2）确定电动机的功率

工作装置所需功率的计算

式中，,，工作装置的效率。

代入上式得：

电动机的输入功率的计算

式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。

；

取滚动轴承效率，7级精度齿轮传效率0.96，联轴器的效率，传动滚筒的效率则

故

电动机额定功率=（1～1.3）=5.57～7.241kw

电动机的功率有5.5kw和7.5kw，故选择7.5kw的电机。

（3）确定电动机转速

卷筒轴作为工作轴，其转速为：

齿轮的传动比范围：

单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：

符合这一范围的同步转速有1500r/min的电机，查表知选用Y系列电动机Y132M-4型三相异步电机，其满载转速。

电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸如下：

电动机型号

额定功率（KW）

同步转速n（r/min）

满载转速n（r/min）

机座中心高H

外伸轴颈

轴伸尺寸

Y132M-4

7.5

1500

1400

132

38mm

80mm

2.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

（1）传动装置总传动比

（2）分配传动装置各级传动比

输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为3～5，

可取3，则

2.3计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴的转速

工作轴

（2）各轴输入功率

输入轴功率

中间轴功率

输出轴功率

（3）各轴输入转矩

输入轴=

中间轴

输出轴

将以上算的的运动和动力参数列表如下：

轴名

参数

I轴

II轴

III轴

转速n（r/min）

1440

480

137.54

功率P（kW）

7.06

6.71

6.57

转矩T（Nm）

49.74

133.50

456.18

传动比i

3

3.49

1

效率

0.949

0.979

0.99

三、直齿圆柱齿轮减速器的设计

3.1高速级齿轮的设计

3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）选用直齿圆柱齿轮传动

2）选用7级精度

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）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。

3.1.2按齿面接触强度设计

按设计计算公式（10—9a）进行试算，即

≥2.32

（1）确定公式内的各计算数值

①试选载荷系数Kt＝1.3

②计算小齿轮传递的转矩。

③由表10－7选取尺宽系数φd＝1

④由表10－6查得材料的弹性影响系数

⑤由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；

大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；

6由式10－13计算应力循环次数

＝60n1jLh＝6014401（2830010）＝4.15

⑦由图10－19查得接触疲劳寿命系数:

＝0.9；

＝0.95

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

（2）计算

①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。

≥

==52.178mm

②计算圆周速度V

V===3.93m/s

③计算齿宽b

b=φd=1×

52.178mm=52.178mm

④计算齿宽与齿高之比

模数===2.174mm

齿高=2.25×

2.174mm=4.89mm

b/h=52.178/4.89=10.67

⑤计算载荷系数。

根据v=3.93m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.2；

直齿轮=1

由表10-2查得使用系数KA=1

由表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,=1.423

由b/h=10.67，=1.420.查图10—13查得=1.35；

故载荷系数

K=KAKV=1×

1.2×

1×

1.423=1.71

⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

==mm=57.17mm

⑦计算模数m

m=mm=2.38mm

3.1.3按齿根弯曲强度设计

由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为

m≥

（1）确定公式内的各计算数值

①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；

大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa

②由10-18取弯曲寿命系数=0.85=0.88

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4见表（10-12）得

=（）/S==303.57Mpa

=（）/S==238.86Mpa

④计算载荷系数K

K=KAKV=1×

1.35=1.62

⑤查取应力校正系数

由表10－5查得=1.58；

=1.76

⑥查取齿形系数

由表10－5查得=2.238

⑦计算大、小齿轮的并加以比较

==0.01378

==0.016527

大齿轮的数值大。

（2）设计计算

m≥=1.66mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.66mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=57.17，算出小齿轮齿数

小齿轮齿数=/m=57.17/2≈28

大齿轮齿数==328=84

3.1.4几何尺寸计算

（1）计算大、小齿轮的分度圆直径

==282=56mm

=m=842=168mm

（2）计算中心距

a=（+）/2=（56+168）/2=112mm，

（3）计算齿轮宽度

b=φd=56mm

=61mm，=56mm

备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm

3.1.5小结

由此设计有

模数

分度圆直径

齿宽

齿数

小齿轮

2

56

61

28

大齿轮

168

84

3.2低速级齿轮的设计

3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

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（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS

4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取

3.2.2按齿面接触强度设计

③由表10－7选取尺宽系数φd＝1

④由表10－6查得材料的弹性影响系数

⑥由式10－13计算应力循环