机械设计课程设计双级圆柱齿轮减速器Word格式.docx
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=η×
η×
η×
=0.99×
0.99×
0.97×
0.96
=0.8504
Pr=4.939kw
Pm=5.5kw
ns=750r/min
Y160M2—8
Pw
Pr=
=4.939kw
取电动机额定功率
Pm=5.5kw
2、电动机转速的选择
输送机滚筒轴的工作转速
i=13.19
nω=
60000v
600000.8
=
=54.60r/min
d3.14280
计算及说明
由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选
择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。
3、电动机型号的确定
根据工作条件：
单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功
率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M2—8，其主要数据如下：
电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=720r/min
电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）电动机轴伸长度E=110mm
电动机中心高H=160mm
四、传动比的分配
带式输送机传动系统的总传动比
i=nm=720=13.19
n54.60
由系统方案知
i01=1；
i34=1
取高速传动比i12=
1.3i=
1.313.19=4.14
i
13.19
低速传动比i23=
=3.19
i12
4.14
传动系统各传动比分别为：
i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1
五、传动系统的运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）：
n0=nm=750r/min
p0=pr=4.94kw
结果
i12=4.14
i23=3.19
n0=750r/min
p0=3.76kw
T0=49.91N·
M
n1=750r/min
p1=3.73kw
T1=49.41N·
m
n2=173.89r/min
P2=3.58kw
T2=196.47N·
n3=54.60r/min
p3=3.44kw
T0=9550P0=9550×
3.76=62.89N·
n0750
1轴（减速器高速轴）：
n1=
n0=
750
=750r/min
i01
1
p1=p0η01=4.94×
0.99=4.89kw
T1=T0i01η01=62.89×
1×
0.99=62.26N·
2轴（减速器中间轴）：
n2=n1=750=173.89r/min
i124.14
P2=p1η12=4.89×
0.9603=4.70kw
T2=T1i12η12=62.26×
4.14×
0.9603=247.52N·
3轴（减速器低速轴）：
n3=n2=173.89=54.60r/min
i233.19
p3=p2η23=4.70×
0.9603=4.51kw
T3=T2i23η23=247.52×
3.19×
0.9603=758.24N·
4轴（滚筒轴）
n4=n3=54.60=54.60r/min
i341
p4=p3η34=4.51×
0.9801=4.42kw
T=T
η=758.24×
0.9801=743.15N·
4
3
上述计算结果和传动比效率汇总如下：
电动机
两级圆柱齿轮减速器
工作机
轴号
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n（r/min）
720
173.89
54.60
T3=600.93N·
n4=54.60r/min
p4=3.27kw
T4=571.12N·
HBS=230~250
HBS=190~210
NF1=
8
8.64×
10
NF2=
2.09×
YN1=0.9
YN2=0.93
计
算
及
说
明
功率P（kW）
4.94
4.89
4.70
4.51
4.42
转矩T（N·
m）
62.89
62.26
247.52
758.24
743.15
两轴连接件、传动件
联轴器
齿轮
传动比i
3.19
0.960
传动效率η
0．99
0.9603
0.9801
六、减速器传动零件的设计计算
1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及热处理方法
小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250
大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210
Yst=2
SFlim=1.25
[σF1]
=360MPa
[σF2]
=327.36MPa
（2）确定许用弯曲应力：
①弯曲疲劳极限应力
由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa
NH1
=8×
②寿命系数应力循环次数
N
=60j
n
N=60j
F1
H
t=8.64×
nt=2.09×
F2
2
由图13-10YN1=0.9YN2=0.93
③应力修正系数由标准规定，Yst=2
④最小安全系数
由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25
⑤许用弯曲应力由试（13-8）
Flim1YN1YST
2500.92
F1
360MPa
SFlim
1.25
[σF2]=327.36MPa
[σF1]>
[σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa
（3）许用接触应力计算
NH2
=2.09×
ZN1=0.92
SHmin=1
[σH1]
=533.6MPa
[σH2]
=528MPa
[σH]
=528MPa
K=1.2
φd=0.9
由机械设计图13—13（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）
得：
两齿轮接触疲劳极限应力为
小齿轮σHlim1=580MPa
大齿轮σHlim2=550MPa
应力循环次数
NH1=60×
1×
720×
5×
250×
16=8.64×
=60j
H2
nt=60×
173.89×
16=2.09×
H1
由图13—14
得
ZN2=0.96
由表13—4
最小安全系数
失效概率低于1/100,SHmin=1
则需用接触应力为：
H1
]=
Hlim1ZN1
580
0.92
[σ
SHlim1
Hlim2ZN2
528
SHlim2
[σ]>
[σ],
[σ]=[σ]=528MPa
（4）按齿面接触应力强度确定中心距
①载荷系数
设齿轮按
8级精度制造
由表13—2，取K=1.2
②齿宽系数
齿轮相对于轴承非对称布置
由表13—6
，软齿面取
φ=0.9
d
由式13—15，φa=
2d
20.9
=0.35
u1
4.141
③弹性系数
由表13—5
，ZE=189.8
④节点区域系数
初设螺旋角β=12°
由图13—12
，ZH=2.46
⑤重合度系数
取Z=22
，Z
=iZ
=22×
4.14=91.08
，取Z
=91
φa=0.35
ZE=189.8
ZH=2.46
Z1=22
Z2=91
Zε=0.776
Zβ=0.989
mn=2mm
91
i=u==4.1363（误差0.1%<
5%，在5%允许围）
22
端面重合度
由式13—19a
1.883.21
cos
Z1
Z2
a=118mm
=1.66
Y
122tan
1.491
β=16.738°
εα=1.66,Yβ=1.49
由式13—24
，Z=
=0.776
ζ
1.66
⑥螺旋角系数
由式13—25，Zβ=0.989
⑦设计中心距
由式13—13，
a≥（u±
1）×
500KT
ZEZHZZ
）
au
（
[H]
=（4.14+1）×
500
1.2
49.41
189.8
2.46
0.78
0.989
0.35
4.18
=101.19mm
101.19
cos12
1.751
mn≥
z2
z1
取mn=2mm
重求中心距
a=
mn（z1
z2）=
（2291）
=115.52mm
2cos
圆整中心距，取
a=118mm
d1=45.950mm
d2=190.052mm
b=45mm
b1=50mm
调整β
β=cos-1
[mn（z1
z2）]=cos-1
[
（2291）
]=16.738°
2a
118
（5）确定齿轮参数与尺寸
齿数：
z1=22，z2=91；
模数：
mn=2mm
确定实际齿数比：
u
4.136
分度圆直径：
d1=
mnz1
=45.950mm
cos16.738
d2=
mnz2
=190.052mm
确定齿宽：
b=b
=aφ=118×
0.35=41.3mm
取b=b
=45mm
a
b1=b2+5=45+5=50mm
（6）验算齿轮弯曲强度
、式13—8
FlimYN1YST
250
0.9
2/1.25
同理可得：
[σF2]=327.36MPa
①当量齿数
zv1
cos3
=25.05（按25查表）
16.738
v2
93
z
=103.36（按150查表）
②齿形系数YFa和修正系数YSa
由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59
YFa2=2.14YSa2=1.83
=360MPa
=327.36MPa
YFa1=2.62
YSa1=1.59
YFa2=2.14
YSa2=1.83
Yε=0.713
Yβ=0.88
σF1=
59.88MPa
<
[σF1]
③重合度系数Yε由式13—19
1.883.2
=1.62
0.75
0.713
0.25
④螺旋角系数
查图13—17，取Yβ=0.88
⑤校核弯曲强度
2000KT
YFa1YY
σ=
bd1mn
2000
49.412.62
0.88
45
45.950
=59.88MPa<
[
σ]
同理，σ
=64.803MPa<
[σ]
两齿轮弯曲强度足够
2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
（1）确定第二级齿轮相关系数
根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：
n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/min
i2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/min
n3=174.08/3.188=54.60r/min
（2）选择齿轮材料及热处理方法
（3）确定许用弯曲应力：
由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa
大齿轮σFlim2=220MPa
2.08×
0.65×
YN1=0.93
YN2=0.94
=372MPa
=330.8MPa
σHlim1
=580MPa
σHlim2
=550MPa
NF1=60×
174.08×
16=2.08×
NF2=0.65×
108
NH1=2.08×
NH2=0.65×
ZN1=0.94
由图13-10
Y=0.93
Y=0.94
N1
N2
③应力修正系数Yst=2
2500.932
372MPa
[σF2]=330.8MPa
（4）许用接触应力计算
两齿轮接触疲劳极限应力为:
小齿轮σHlim1=580MP大齿轮σHlim2=550MPa
ZN2=0.96
=535.2MPa
=528MPa[σH]=528MPa
φa=0.43
5×
Z=2.46
NH2=60×
54.60×
16=0.65×
Z
=0.94
=0.96
0.94
=545.2MPa
550
[σ]<
[σ]·
[σ]=[σ]=528MPa
Z1=28
Z2=89
εα=1.69
εβ=1.49
（5）按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数
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