同轴式二级圆柱齿轮减速器完结Word下载.docx
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4
0.9925；
卷筒轴滑动轴承5
0.955，则
0.955
0.98753
0.972
0.9925
0.82015
故PdPw1214.63kW0.82015
（3）电动机额定功率Ped
由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped15kW。
3.电动机的转速
由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1'
2～4，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2'
8～60，则电动机转速可选范围为
设计计算及说明
Pd14.63kW
Ped15kW
结果
2/45
nd'
nw
i1'
i2'
668～10026r/min
可见同步转速为
750r/min
、1000r/min、1500r/min
和3000r/min
的电动机均符合。
这里
初选同步转速分别为
1000r/min
和1500r/min的两种电动机进行比较，
如下表：
方
电动机型
额定功
电动机转速（r/min
）传动装置的传动比
案
号
率（kW）
同步
满载
总传动
V带
两级减
比
传动
速器
Y160L-6
15
970
34.468
2.5
13.787
Y160L-4
1500
1460
23.218
2.2
10.554
由表中数据可知两个方案均可行，
但方案
2的电动机质量较小，且比价低。
因此，
可采用方案
2，选定电动机型号为
Y160L-4。
四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1.传动装置总传动比
nm
i
16..0
91.72
2.分配各级传动比
取V带传动的传动比i12.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为
i2
16
i3
6.4
i1
i32.5
i16
所得i2i3符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。
i12.7
i2i3
2.7
3/45
五、计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为
n0nm
1460r/min
n0
nⅠ
576r/min
n1
576
nⅡ
155.13r/min
i2
n2
155.13
nⅢ
45.78r/min
2.各轴输入功率
按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即
P0
Ped
12kW
PⅠ
0.95511.4kW
PⅡ
P1
11.40.98750.97
11kW
PⅢ
P2
23
110.98750.97
10.5kW
3.各轴转矩
T0
9550
49.74N
m
P
11.4
T
Ⅰ
118.75N
11
TⅡ
Ⅱ
422.36N
TⅢ
10.5
1370.92N
45.78
电动高速轴中速轴低速轴
机轴ⅠⅡⅢ
转速
1460576155.1345.78
（r/min）
功率（kW）1211.4
1110.5
4/45
转矩
49.74118.75422.361370.92
（Nm）
5/45
六、传动件的设计计算
1.V带传动设计计算
（1）确定计算功率
由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》（V带设计部分未作说明皆查此
书）表
8-7得，工作情况系数KA1.2
Pca
KAPd1.212
14.4kW
（2）
选择V带的带型
由Pca、n0由图8-11选用A型
（3）
确定带轮的基准直径
dd并验算带速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
125mm
②验算带速v。
按式（8-13）
验算带的速度
v
dd1n0
125
9.425m/s
因为5m/sv
30m/s,故带速合适。
Pca14.4kW
A型
dd1125mm
③计算大带轮的基准直径。
根据式
（8-15a）,计算大带轮基准直径dd2
dd2
i1dd1
312.5mm
根据表
8-8，圆整为dd2
315mm
（4）
确定V带的中心距a和基准长度Ld
①根据式（8-20）
，初定中心距a0
500mm。
②由式（8-22）计算带所需的基准长度
Ld0
2a0
（dd1
（dd2
dd1）2
（dd1
（dd2dd1）2
dd2）
dd2）
4a0
2500
（125
（315
125）2
315）
1709.2mm
由表8-2选带的基准长度
Ld1800mm
Ld
1800mm
6/45
③按式（8-23）计算实际中心距a。
a
a0
Ld1
1800
1709.2
545.4mm
中心距变化范围为
518.4～599.4mm。
（5）
验算小带轮上的包角
180
（dd2
dd1）57.3
125）57.3
160
90
545.4
（6）
确定带的根数
①计算单根V带的额定功率
由dd1125mm和n0
1460r/min，查表8-4a得P0
1.91kW
根据n0
1460r/min，i=2.5
和A型带，查表8-4b得
0.03kW
查表8
5得K
0.95，表8
2得KL
0.99于是
Pr
（P0
P0）K
KL
1.8246kW
②计算V带的根数z。
z
4.93
1.8246
取5根。
（7）
计算单根V带的初拉力的最小值
（F0）min
由表8-3得A型带的单位长度质量
q=0.1kg/m，所以
（F0）min
（2.5
K
）Pca
qv2
zv
[500
0.95）
9
0.1
9.4252]N
165N
0.95
5
9.425
应使带的实际初拉力
F0
（8）
计算压轴力Fp
（Fp）min
2z（F0）min
sin
5165sin152
1622N
a545.4mm
1160
5根
（F0）min165N
（Fp）min1622N
7/45
2.斜齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计：
小齿轮转矩
T1
422.36Nm，小齿轮转速
nⅡ155.13r/min，传动比i
i3
3.713。
（1）
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①选用斜齿圆柱齿轮
斜齿圆柱齿轮
②运输机为一般工作机器，速度不高，故选
7级精度（GB10095-88）
7级精度
③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）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
硬度差为40HBS。
z124
④选小齿轮齿数
z124：
大齿轮齿数z2
z13.713
24
89
⑤初选取螺旋角
14
按齿面接触强度设计
按式（10-21）试算，即
d1t3
2KtT1
u1
ZH
ZE
）
u
（
H]
d
[
①确定公式内各计算数值
a）
试选载荷系数Kt
1.6
b）
由图10-30
选取区域系数ZH
2.433
c）
由图10-26
查得
10.78,
0.88，
0.780.88
1.66
d）小齿轮传递的传矩T1422.36Nm
e）
由表10-7
选取齿宽系数d1
f）
由表10-6
查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa2
g）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim1
600
；
MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限
Hlim2
550
h）由式10-13计算应力循环次数：
N160n1
jLh
60576
1（2836510）2.02109
N1
2.02
10
8
N2
3.713
5.44
8/45
i）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN10.90,KHN20.94
j）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
KHN1
0.90
540MPa;
H1
S
H2
KHN2
0.94
550MPa
517MPa
k）许用接触应力
540517
H
528.5MPa
②计算
a）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
422.36
103
189.8
mm92.40mm
d1t
528.5
b）计算圆周速度
d1tn1
92.40155.13
ms0.7505ms
c）齿宽b及模数mnt
b
dd1t
1.092.40mm92.40mm
mnt
d1tcos
92.40cos14
mm3.74mm
z1
h2.25mnt
2.25
3.74mm
8.41mm
b/h
92.40/8.41
10.76
d1t92.40mm
v0.7505ms
d）计算纵向重合度
0.318dz1tan
0.318124tan141.903
e）计算载荷系数K
由表10-2
查得使用系数KA1
根据v
0.7505ms，7级精度，由图
10-8
查得动载系数
Kv
1.04；
由表
10-4
查得KH的值与直齿轮的相同，故
KH1.321
因
KAFt/b
[422.36
/（92.4/2）]/92.4
98.9N/mm100N/mm表10-3
查得KH
KF
1.4
图10-13
查得KF1.28
9/45
故载荷系数：
KA
KV
KH
KH11.041.4
1.3211.92
f）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式
（10-10a）得
d1
90.40
31.92mm98.19mm
Kt
g）计算模数mn
mn
d1cos
98.19cos14
mn3.97mm
mm
3.97mm
（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-17）
2KT1Ycos2
YFaYSa
[F]
dz1
①确定计算参数
a）计算载荷系数
KAKV
KFKF
11.041.4
1.281.86
根据纵向重合度
1.903
，从图10-28
查得螺旋角影响系数Y0.88
计算当量齿数
zv1
26.27
cos3
cos314
zv2
z2
97.43
d）查取齿形系数
由表10-5查得YFa12.592,YFa22.185
e）查取应力校正系数
由表10-5查得YSa11.596,YSa21.787
f）计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1500MPa；
大齿轮的弯曲
疲劳强度极限FE2380MPa
10/45
11/45
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
KFN1
0.84,KFN20.88
取弯曲疲劳安全系数
S=1.4，由式（10-12）得
FE1
0.84
F1
300.0MPa
KFN2
FE2
0.88
F2
238.9MPa
g）计算大、小齿轮的
，并加以比较
F]
YFa1
YSa1
2.592
1.596
0..01379
300
YFa2
YSa2
2.185
1.787
0.01634
238.9
大齿轮的数值大
②设计计算
1.86
103
cos14
0.01634mm2.81mm
242
对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
mn大于由齿根弯曲疲劳强
度计算的法面模数，取
3mm，已可满足弯曲强度。
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
98.19mm来计算应有的齿数。
于
是由
31.76
取z1
32
，则z2
uz1
119
（4）几何尺寸计算①计算中心距
Z1Z2mn
1193mm233.43mm
2cos
将中心距圆整为233mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角
mn2.81mm
z132
z2119
a233.43mm
12/45
Z1
Z2mn
（32
119）3
arccos
2a
133355
233
值改变不多，故参数
K,ZH等不必修正
③计算大、小齿轮的分度圆直径
Z1mn
98.75mm
cos
cos133355
d2
Z2mn
367.24mm
④计算齿轮宽度
bdd1198.75mm98.75mm
圆整后取B1105mm,B2100mm
由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。
d198.75mmd2367.24mm
B1105mm
B2100mm
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
传动比
模数（mm）
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