二级圆柱齿轮减速器CAD图纸6张Word下载.docx
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（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；
（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；
（3）进行传动件带、齿轮、轴的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；
（4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用AutoCAD绘制）；
（5）编写设计计算说明书。
2.要求每个学生完成以下工作：
1、减速器装配图1张（0号图纸）2、输入轴输出轴零件图各1张（2号图纸）3、齿轮零件图1张（2号图纸）4、设计说明书1份（1万字以上）5、减速器箱体零件图1张（0号图纸）
第1章传动方案的总体设计
1.1传动方案拟定
（图2）
1-带传动2-电动机3-减速器4-联轴器5-输送带6-输送带
由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。
减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。
1.2电动机的选择
1.选择电动机的类型，根据用途选用Y系列三相异步电动机。
输送带功率为Pw=
Fv7000⨯1.25
=kw=8.75kw10001000
查表[13]2-1取，带传动效率η带=0.96，一对轴承效率η轴承=0.99，直齿齿轮传动效率η直齿=0.97，联轴器效率η联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为
η总=η带η4轴承η2直齿η联=0.96*0.994*0.972*0.99=0.859
2.选择电动机功率电动机所需工作效率为
P0=Pw/η总=8.75/0.859Kw=10.19Kw
根据表[13]8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=11Kw
3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为nw=
1000⨯60v1000⨯60⨯1.25
==47.77r/minπdπ⨯500
由表[13]2-2可知带传动传动比i带=2～4，两级减速器传动比i齿=8～40，则总传动比范围为
i总=i锥i齿=（2～4）*（8～40）=16～160
电动机的转速范围为
n0=nwi总=47.77*（16～160）r/min=764.32～7643.2r/min
由表[13]8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑到3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且价格贵，所以本例选用1500r/min的电动机，其满载转速为1460r/min,其型号为Y160M-4
1.3传动比的计算及分配
1.总传动比
i总=nm/nw=1460/47.77=30.562.分配传动比
根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为i=
i总i=30.565
=12.22带2.高速级传动比为
i1=（1.3~1.4）i=（1.3~1.4）⨯12.22=3.99~4.14，取i=4.1
低速级传动比为
i2=i/i1=12.22/4.1=2.98
1.4传动装置运动、动力参数的计算
1.各轴转速n0=nm=1460r/min
n1=n0/i带=1460/2.5=584r/minn2=n1/i1=584/4.1r/min=142.44r/minn3=n2/i2=142.44/2.98r/min=47.8r/minnw=n3=47.8r/min2.各轴功率
p1=p0η带=10.19*0.96kw=9.78kw
P2=p1η1-2=p1η轴承η齿=9.78*0.99*0.97kw=9.39kwP3=p2η2-3=p2η轴承η齿=9.39*0.99*0.97kw=9.02kwPw=p3η3-w=p3η轴承η联=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw3.各轴转矩
T0=9550p0/n0=9550*10.19/1460N·
mm=66.65N·
mT1=9550p1/n1=9550*9.78/584N·
mm=159.93N·
mT2=9550p2/n2=9550*9.39/142.44N·
mm=629.6N·
mT3=9550p3/n3=9550*9.02/47.8N·
mm=1802.11N·
m
Tw=9550pw/nw=9550*8.84/47.8N·
mm=1766.15N·
第2章减速器外传动件（三角带）的设计
2.1功率、带型、带轮直径、带速
1.功率Pd=KAP0
由表[13]8-6，查得工作情况系数KA=1.2，则Pd=KAP0=1.2⨯10.19kw=12.23kw
2．选择带型
n0=1460r/min，Pd=12.23kw，由[13]图8-2选择A型V带
3.确定带轮基准直径
根据表[13]8-7，选小带轮直径为dd1=100mm，则大带轮直径为dd2=i带dd1=2.5⨯100mm=250mm
4.验算带的速度
vπdd1n0
带=
60⨯1000=
π⨯100⨯1460
60⨯1000m/s
=7.64m/s
根据0.7（dd1+dd2）
0.7⨯（100+250）mm=245mm
为使结构紧凑，取偏低值，a0=350mm
2.2确定中心距、V带长度、验算包角
1.计算基准长度
（dd2-dd1）2
Ld1=2a0+（dd1+dd2）+
24a0
π
⎡π（250-100）2⎤
=⎢2⨯350+（100+200）+⎥mm24⨯350⎣⎦=1265.57mm
由表[13]8-8选V带基准长度Ld=1250mm，则实际中心距为
Ld-Ld11250-1265.57
=350+mm
22
=342.21mm
2.计算小带轮包角a=a0+
α1=180︒-
dd2-dd1
⨯57.3︒a250-100
=180︒-⨯57.3︒
342.21
=154.88︒>
120︒
2.3确定V带根数、计算初拉力压轴力
1.V带的根数可用下式计算：
z=
Pd
（P0+∆P0）KαKL
由表[13]8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量∆P0=Kbn0（1-
1）Ki
由表[13]8-10查得Kb=0.7725⨯10-3，由表[13]8-11查得Ki=1.137，则
∆P0=0.7725⨯10-3⨯1460⨯（1-
1
）kw=0.136kw1.137
由表[13]8-12查得Kα=0.935，由表[13]8-8查得KL=0.93,则带的根数为
Pd12.23
==9.8
（P0+∆P0）KαKL（1.3+0.136）⨯0.935⨯0.93
取10根
2.计算初拉力
由表[13]8-13查得V带质量m=0.1kg/m，则初拉力为
F0=500=500⨯
Pd2.5-Kα）+mv2带zv带Kα
12.232.5-0.935
）+0.1⨯7.642N
10⨯7.640.935
=139.81N
3.计算作用在轴上的压力
Q=2zF0sin
α
2
=2⨯10⨯139.81⨯sin
154.88︒
N=2729.29N2
2.4带轮结构设计
1.小带轮结构
采用实心式，由表8-14查电动机轴径D0=42，由表[13]8-15查得
e=15±
0.3mm,f=10-1mm
+2
轮毂宽：
L带轮=（1.5~2）D0
=（1.5~2）⨯42mm=63~84mm
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：
B带轮=（z-1）e+2f
=（10-1）⨯15+2⨯10mm=155mm
2.大带轮结构
采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。
第3章减速器内传动的设计计算
3.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选择材料、热处理方式和公差等级
考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表[13]8-17得齿面硬度HBW1=217～255，HBW2=162～217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在30～50HBW之间。
选用8级精度。
2.初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其设计公式为
2KT1μ+1ZEZHZεZβ2
（）d1≥
φdμ[σ]H
3
小齿轮传递转矩为T1=159930Ｎ·
ｍｍ
因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.4由表[13]8-19，查得弹性系数ZE=189.8Mpa直齿轮，由[13]图9-2查得节点区域系数ZH=2.46齿数比μ=i1=4.1取齿宽系数φd=1.1
初选Z1=23,则Z2=23*4.1=94.3，取Z2=95，则端面重合度为
εα=[1.88-3.2（
=[1.88-3.2（=1.67
11
+）]cosβZ1Z2
+）]cos12︒2395
轴向重合度为
εβ=0.318φdZ1tanβ
=0.318⨯1.1⨯23⨯tan12︒=1.71
由[13]图8-3查得重合度系数Zε=0.775由[13]图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99许用接触应力可用下式公式
[σ]H=ZNσHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为
σHlim1=580pa,σHlim2=390pa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*109N2=N1/i1=1.12*109/4.1=0.27*109
由[13]图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.14；
由[13]表8-20取安全系数SH=1，则有
[σ]H1=ZN1σHlim1/SH=1*580/1=580Mpa
[σ]H2=ZN2σHlim2/SH=1.14*390/1=445Mpa
初算小齿轮的分度圆直径d1t,
=2⨯1.4⨯1599304.1+1189.8⨯2.46⨯0.775⨯0.992
⨯⨯（）mm
1.14.1445
=68.98mm3.确定传动尺寸
1）计算载荷系数由表[13]8-1查得使用系数KA=1.0
因v=
πd1tn1
60⨯1000
=
π⨯68.98⨯584
60000
m/s=2.11m/s，
由[13]图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.17，由[13]图8-7查得齿向载荷分配系数Kß
=1.11，由表[13]8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2，则载荷系数
K=KAKvKαKβ=1⨯1.17⨯1.2⨯1.11=1.56
对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即
d1=d1t3
.56K
≥68.98⨯=71.51mm
1.4Kt
大端模数mm=准模数m=3.5mm
d1cosβ71.51⨯cos12︒==3.04mm，查表[13]8-23，取标Z123
计算传动尺寸中心距为a1=
mn（Z1+Z2）3.5⨯（23+95）=mm=211.15mm
2cosβ2cos12︒
取整a1=212，则螺旋角为
β=arccos
mn（Z1+Z2）3.5⨯（23+95）
=arccos=13.08︒
2a12⨯212
因β值与初选值相差不大，故对与β有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为d1=
mz13.5⨯23
==82.65mmcosβcos13.08︒
mz23.5⨯95
==341.38mmcosβcos13.08︒
d2=
（6）齿宽为b=φdd1=1.1*82.65mm=90.92mm取b2=91mm
b1=b2+（5-10）mm，取b1=100mm
4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σF=K、T1、mn和d1同前齿宽b=b2=91mm
齿形系数YF和应力修正系数YS即当量齿数为
Z123
==24.89cos3β
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