用于展开式二级直齿圆柱齿轮减速器要点分析解读Word格式.docx

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二.设计要求

（1）选择电动机型号；

（2）确定带传动的主要参数及尺寸；

（3）设计减速器；

（4）选择联轴器。

三.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.传动装置的运动和动力参数计算

5.设计V带和带轮

1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。

2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，

要求轴有较大的刚度。

3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。

传动装置简图：

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为：

Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/（πd*9550）=800*60*1000*1.4/（3.14*400*9550）=5.6kw

执行机构的曲柄转速为：

nw=60×

1000v/πd=66.9r/min

效率范围:

η1：

带传动：

V带0.95

η2：

圆柱齿轮0.997级

η3：

滚动轴承0.98

η4：

联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99

ηw滚筒：

0.99

η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw

=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99

=0.839

Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw

又因为额定转速Ped≥Pd=6.67Kw

取Ped=7.5kw

常用传动比：

V带：

i1=2~4

圆柱齿轮：

i2=3~5

圆锥齿轮：

i3=2~3

i=i1×

i2×

i2=2~4×

3~5×

3~5=18~100取i=18~40

N=Nw×

i=（18~40）×

57.83=1041~2313.2r/min

取N=1500r/min

选Y132M-4电动机Nm=1440r/min

型号

额定功率Ped

满载转速nm

启动转矩

最大转矩

中心高H

Y132M-4

7.5KW

1440r/min

2.2.

2.2

132mm

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

总传动比i=Nm/Nw=iv×

i减=i0×

i1×

i2

i0为带传动传动比；

i1为高速齿轮传动比；

i2为低速级齿轮传动比；

总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27

取V带传动比i0=3

减速箱的传动比i减=i/i0=i1×

i2=7.09

按浸油深度要求推荐高速级传动比：

一般i1=（1.1~1.2）i2，取i1=1.1*i2。

i1*i2=1.1*i2

i2=2.5，i1=1.1*i2=2.75

4.计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速（r/min）

n0=nm=1440r/min

nⅠ=nm/i0=480min

nⅡ=nⅠ/i1=174.55r/min

nⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min

2）各轴输入功率（kW）

P0=Pd=6.67kW

PⅠ=P0×

η1=6.67×

0.95=6.34kW

PⅡ=PⅠ×

η2×

η3=6.34×

0.97×

0.98=6.03kW

PⅢ=PⅡ×

η3=6.03×

0.99×

0.98=5.85kW

PⅣ=PⅢ×

η3×

η4=5.85×

0.98×

0.99=5.68kW

η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；

注意：

滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：

Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW

3）各轴输入扭矩（N.m）

T0=9550×

Pd/nm=44.24N.m

TⅠ=9550×

PⅠ/nⅠ=126.14N.m

TⅡ=9550×

PⅡ/nⅡ=329.91N.m

TⅢ=9550×

PⅢ/nⅢ=800.16N.m

TⅣ=9550×

PⅣ/nⅢ=776.91N.m

运动和动力参数结果如下表

编号

理论转速（r/min）

输入功率（kw）

输入转矩（N·

mm）

传动比

效率

电机轴

1440

6.67

44.24

3

0.95

高速轴

480

6.34

126.14

2.75

0.97

中间轴

174.55

6.03

329.91

2.5

低速轴Ⅲ

69.82

5.85

800.16

滚筒轴

57.83

5.62

848.04

\

0.99

5.设计V带和带轮

电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/min传动比i0=3

1．确定计算功率Pca

由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1

Pca=KA×

P=1.1×

6.67KW=7.34KW

2.选择V带的带型

根据Pca，Nm查图8-11，选A带

确定带轮的基准直径dd和验算带速V

1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=160mm

2）验算带速v，按式（8-13）验算带的速度

V=π×

n1Dd1/（60*1000）=3.14*160*1440/（60*1000）=12.06m/s

又5m/s<

V<

25m/s故带速合适

3．计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2

dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm

根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=3.125

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）0.7（dd2+dd1）

a0

2（dd2+dd1）

460mm

a0

1320mm

取a0=500mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度：

Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×

（dd2+dd1）/4a0

=2×

500+3.14×

660/2+340×

340/（4*500）

=2094mm

查表8-2，选Ld=2000mm，带的修正系数KL=1.03

3）按式（8-23）计算实际中心距a

a=a0+（Ld-Ld0）/2

=500+（2094-2000）/2

=547mm

amin=a-0.015Ld=517mm

amax=a+0.03Ld=560mm

所以中心距变化范围517~560mm

5．验算小带轮上的包角α1

α1=180°

-（dd2-dd1）×

57.3°

/a

=180°

-（500-160）×

/538

=144°

90°

满足要求

7计算带的根数

1）计算单根V带的额定功率Pr

N1=1440r/min，dd1=160mm

查表8-4a得，P0=2.73KW

查表8-4b得，△P0=0.17KW

查表8-5得，Ka=1.03

查表8-2得，KL=0.961于是

Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69KW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73

取Z=3

6.齿轮设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

输入功率PⅠ=6,34KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04，工作寿命10年（每年工作300天），一班制

1.选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用直齿圆柱齿轮；

（2）由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；

（3）材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；

5）选取螺旋角。

初选螺旋角β=15°

2.按齿面接触强度设计

由计算公式（10-21）进行计算，即

d1t≥

1）确定公式内的各计算数值：

（1）试选Kt=1.6

（2）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425

（3）由图10-26，查的εa1=0.765εa2=0.87

εa=εa1+εa2=1.65

（4）计算小齿轮传递的转矩

T1=126000N.mm

（5）由表10-7选取齿宽系数φd=1

（6）由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2

（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa

（8）计算应力循环次数

N1=60njLh=60×

480×

1×

（1×

10×

300×

8）=6.912×

108

N2=N1／u=2.5×

（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92

（10）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

[бH]1=бHlim1KHN1／S=600×

0.95＝570Mpa

[бH]2=бHlim2KHN2／S=350×

0.92=322Mpa

[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+350）／2=460Mpa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得

=69.10mm

（2）计算圆周速度

V=πd1tn1／60000=π×

69.10×

480／60／1000=1.74m／s

（3）计算齿宽b及模数mnt

B=φdd1t=1×

69.10=69.10mm

mnt=d1tcosβ／Z1=（69.10×

cos15°

）／24=2.78mm

h=2.25mnt=6.25mmb／h=11.05

（4）计算纵向重合度εβ

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×

24×

tan15

=2.045

（5）计算载荷系数K

KA=1，根据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；

由表10-4，查的KHβ=1.420；

由图10-13，查得KFβ=1.35;

由表10-3,查得KHα=KFα=1.2

K=KAKvKHαKHβ=1×

1.08×

1.2×

1.42=1.84

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得

d=d1t

=69.1×

=72.39mm

（7）mn=d1cosβ/Z1=2.78mm

3.按齿面接触强度设计

由式10-17，得

mn

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KαKvKFαKFβ＝1×

1.35＝1.75

（2）根据纵向重合度

=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875

（3）计算当量齿数

Zv1=Z1／cos3β=24／cos315°

=26.63

Zv2=Z2／cos3β=73／cos315°

=75.26

（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数

YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83

（5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa;

由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;

（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90

（7）计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[бF]1=KFN1бFE1／S=0.88×

500/1.4=314.29Mpa

[бF]2=KFN2бFE2／S=0.90×

380／1.4=244.3Mpa

（9）计算YFaYsa1／[бF]并加以比较

YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×

1.595/314.29=0.0132

YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601

大齿轮的数值大

2）设计计算

=2.35mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1cosβ／mn=69.1×

／2.5=26.70

取Z1=27

Z2=uZ1=27×

3.04=82.08取Z2=82

此时u=Z2/Z1=82／27=3.04在误差范围内

4.几何尺寸计算

1）计算中心距

a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（27+82）×

2.5／2／cos15°

=141.06mm

圆整为141mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（27+82）×

2.5／2／141]=14.91

3）d1=Z1mn／cosβ=27×

2.5／cos14.91o=69.85mm

d2=Z2mn／cosβ=82×

2.5／cos14.91o=212.14mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×

69.85=69.85mm

圆整后取B2=70mm，B1=75mm

（二）低速级齿轮传动的设计计算

输入功率PⅡ=6.03KW，小齿轮转速nⅡ=174.55r/min齿数比u=2.34，工作寿命10年（每年工作300天），一班制

1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料

（1）选用直齿圆柱齿轮；

（4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16

取Z2=56；

3.按齿面接触强度设计

2）确定公式内的各计算数值：

（4）试选Kt=1.6

（5）由图10-30，选取区域系数ZH=2.425

（6）由图10-26，查的εa1=0.79εa2=0.86

T1=329914N.mm

（7）由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600Mpa，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa

174.55×

8）=0.25×

109

N2=N1／u=0.11×

（9）由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98

0.95＝570Mpa

0.98=343Mpa

[бH]=（[бH]1+[бH]2）／2=（570+343）／2=456.5Mpa

=97.61mm

97.61×

174.55／60／1000=0.89m／s

97.61=97.61mm

mnt=d1tcosβ／Z1=（97.61×

）／24=3.93mm

h=2.25mnt=8.84mmb／h=11.04

KA=1，根据V=0.89m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；

由表10-4，查的KHβ=1.429；

由图10-13，查得KFβ=1.425;

1.04×

1.429=1.783

=97.61×

=101.29mm

（7）mn=d1cosβ/Z1=3.93mm

3）确定计算参数

（2）计算载荷系数

K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×

1.425＝1.7784

=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875

=26.67

Zv2=Z2／cos3β=56／cos315°

=62.22

YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73

由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa;

（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=0.96

[бF]1=KFN1бFE1／S=0.95×

500／1.4=339.3Mpa

[бF]2=KFN2бFE2／S=0.96×

380／1.4=260.57Mpa

YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×

1.58／339.3=0.01234

YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038

4）设计计算

=2.37mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数，于是由

Z1=d1cosβ／mn=101.29×

／2.5=39.1

取Z1=40

Z2=uZ1=40×

2.34=93.6取Z2=95

此时u=Z2/Z1=95/40=2.375在误差范围内

2）计算中心距

a=（Z1+Z2）mn／2cosβ=（95+40）×

=174.87mm

圆整为175mm

β=arccos（Z1+Z2）mn／2a=arccos[（40+95）×

2.5／2／175]=15.36°

3）d1=Z1mn／cosβ=40×

2.5／cos15.36o=103.7mm

d2=Z2mn／cosβ=95×

2.5／cos15.36o=246.29mm

103.7=103.7mm

圆整后取B2=100mm，B1=105mm

7.轴的设计计算

高速轴：

1）求输出轴上的功率P=6.34kw，转速n=480r/min，转矩T=126.14N.m

2）作用在齿轮上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mmFt=

3485.01N

1315.46

Fa=Ft*tanβ=1268.44N

3）初步确定轴的最小直径

初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。

根据课本表15—3，取

=25.96mm

又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35mm，电动机轴的直径为38mm，整体具有一定的协调性。

4）轴的结构设计

（1）端盖端面距离带轮端面30mm；

（2）初步选取轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，0组游隙，7208AC型。

（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。

考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=25mm；

（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；

（5）齿轮的宽度为B=85mm，且为齿轮轴；

（6）轴承内壁内轴的总长为

L=（84+70+24+200+17）=395mm；

（7）为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。

中间轴：

1）求输出轴上的功率P=6.03kw，转速n=174.55r/min，转矩T=329.91N.m

中速级小齿轮：

分度圆直径为101.29mm

Ft=

6514.1N

Fr=2458.79

Fa=Fttanβ=1789.25N

中速级大齿轮：

因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之