二级减速器设计Word格式.docx
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按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2.确定电动机的功率：
（1）电动机功率：
Pw=T·
nw/9550·
ηw=700×
40.127/9550×
0.94=3.13KW
（2）传动装置的总效率：
η=η1·
η22·
η33·
η4
=0.96×
00.972×
0.983×
0.99×
0.99
=0.842
查[2]表1–7
带传动效率η1=0.96
齿轮传动效率η2=0.97
轴承传动效率η3=0.98
联轴器传动效率η4=0.99
（3）电机所需的工作功率：
Pd=Pw/η
=3.130/0.842
=3.717KW
所以电动机额定功率为4KW。
3.确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
nw=60×
1000V/πD
=60×
1000×
0.63/π×
300
=40.13r/min
查[2]表13–2，V带传动比：
i1=2~4,查[2]表13–5二级圆柱齿轮传动比：
i2=8~40
总传动比i=i1·
i2=（2~4）·
（8~40）=16~160
电动机转速的可选范围为n0=i·
nw=（16~160）×
40.13=（642.72~6420.72）r/min
所以查[2]表12–1选Y112M–4行电动机额定功率P=4KW
同步转速n=1500r/min
满载转速nm=1440r/min
1.总传动比i=nm/nw=1440/40.127=35.886
2.减速器传动比i2=i/i1=35.886/2.2=16.312
因为i2=i0·
i0′=（1.3～1.5）i0′2=1.4×
i0′2所以i0′=3.4i0=3.4×
1.4=4.76
3、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1440/2.2=654.5（r/min）
nII=nI/i0=654.5/4.76=137.5（r/min）
nⅢ=nII/i0′=137.5/3.4=40.4（r/min）
4、计算各轴的功率（KW）
P0=Pd=4KW
PI=Pd·
η1·
η3=4×
0.96×
0.98=3.76KW
PII=PI·
η2·
η3=3.76×
0.97×
0.98=3.57KW
PⅢ=PII·
η3=3.57×
0.98=3.39KW
5、计算各轴转矩
Td=9.550Pd/nd=9550×
4/1440=26.53N•m
TI=Td·
V带·
η3=26.53×
2.2×
0.98=54.91N•m
TII=TI·
i0·
η3=54.91×
4.76×
0.98=248.46N•m
TⅢ=TII·
i0′·
η3=248.46×
3.4×
0.98=803.03N•m
滚筒轴T′=TⅢ·
η4·
η滚筒=803.03×
0.96=763.19N•m
功率KW转速r/min转矩N•m
电动轴4144026.53
Ⅰ轴3.76654.554.91
Ⅱ轴3.57137.5248.46
Ⅲ轴3.3940.44803.03
滚筒轴3.2240.127763.19
四、V带传动的设计计算
（1）确定计算功率：
Pca=KA·
P=1.2×
4=4.8KW查[1]表8-7KA=1.2
（2）选择V带的带型：
从[1]图8-11选取A型带
（3）确定带轮基准直径，并验算带速
查[1]表8-6，8-8
①
确定小带轮的基准直径dd1=100mm
②
计算大带轮的基准直径dd2
③
dd2=i1dd1=2.2×
100=220mm
根据[1]8-8圆整取dd2=224mm
（4）确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld
①由式0.7（dd1+dd2）
a0
2（dd1+dd2）
即0.7（100+224）a02（100+224）=648mm
取a0=400mm
②计算相应的带长Ld0
Ld0
2a0+
•（dd1+dd2）（dd2-dd1）2•
=2+（100+224）+=1316.88mm
带的基准长度Ld根据Ld0由表8—2选取Ld=1250mm
③计算中心距a及其变动范围
传动的实际中心距近似为a≈a0+=400+=366.6mm
中心距变动范围：
amin=a-0.15Ld=366.6-0.0151250=347.85mm
amax=a+0.03Ld=366.6+0.031250=404.1mm
（5）验算小带轮上的包角α1
α1≈180°
-（dd2-dd1）=180°
-（224-100）
=160.6°
≥90°
（6）确定带的根数
Z===
查[1]表8—5得：
=0.95，查[1]表8—2得：
=0.93，查[1]表8—4b得：
=0.17
查[1]表8—4a得：
=1.14+=1.31KW带轮的材料为HT200，因为小带轮直径d1=100mm，大带轮直径d2=224mm小带轮为腹板式，大带轮为孔板式。
查[1]表8—10，取bd=11.0，hamin=2.75，hfmin=8.7，e=15±
0.3，fmin=9
（7）确定带传动的初拉力F0
（F0）min=500+qv2=+0.1=136.15N
查[1]表8—3得：
q=0.10kg
（8）计算带传动的压轴力Fp
Fp=2z（F0）minsin=2
（一）高速级齿轮传动设计
1、精度等级材料及齿数
①按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
②根据工作环境，故选用7级精度
③材料选择。
由[1]表10—1选择小齿轮45钢（调质），硬度为250HBS。
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS.二者材料硬度差为30HBS
④选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=4.7620=95.295
⑤选取螺旋角。
初选螺旋角=15°
2、按齿面接触强度设计
按式
（1）、确定公式内的各计算数值。
①试选载荷系数kt=1.6。
②由[1]图10-30选取区域系数ZH=2.425
③由[1图10-26查得=0.74=0.85则=0.74+0.85=1.59
④计算小齿轮传递的转矩：
T1===5.486105N•m
⑤查[1]表10-7选取齿宽系数d=1
⑥查[1]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
⑦由[1图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=570MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限Hmin=610MPa
⑧设计应力循环次数
N1=60n1jLh=60654.511030028=1.885109
N2==3.96108
⑨由[1图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92KHN2=0.95
⑩计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1
[]1==0.92570=524.4MPa
[]2==0.95610=579.5MPa
[]===551.95MPa
（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得
d1t=45.39mm
②计算圆周速度V：
V==1.55
③计算齿宽b及模数mnt
b==145.39=45.39mm
mnt===2.19mm
h=2.25mnt=2.252.19=4.93mm
==9.2
④计算纵向重合度
=0.318Z1=1.7
⑤计算载荷系数K
查[1]表10-2得使用系数KA=1，根据V=1.55，7级精度，由[1图10-8查得动载荷系数KV=1.1;
由[1]表10-4查得=1.419;
由[1图10-13查得=1.34;
由[1]表10-3查得=1.4故载荷系数
K=KAKV=
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t=45.39=50.39mm
⑦计算模数mn
mn===2.43mm
3、按齿根弯曲强度设计
由式mn
（1）确定公式内各计算数值
1计算载荷系数K=KAKV=11.11.41.34=2.06
2根据纵向重合度=1.7从[1]图10-28查得螺旋角影响系数=0.87
3计算当量齿数ZV1===22.198ZV2===105.43
4查取齿形系数
由[1]表10-5查得YFa1=2.715YFa2=2.177
5查取应力校正系数
由[1]表10-5查得YSa1=1.571YSa2=1.794
6由[1]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450
大齿轮的弯曲疲劳强度极限=430
7由[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9KFN2=0.95
8计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
[]1===289.29
[]2===291.79
9计算大、小齿轮的并加以比
==0.015==0.013
小齿轮的数值大
（2）设计计算
mn=
=1.62mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，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d1=50.39mm来计算应有的齿数。
于是由
Z1===24.3
取Z1=24则Z2=i0Z1=4.7624=114
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距a===142.87mm
将中心距圆整为143mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arc=arccos=15.19°
因值变化不大，故参数，,ZH等不必修正
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
===49.74mm===236.26mm
（4）计算齿轮宽度
b==149.74=49.74mm
圆整后取B2=50mmB1=55mm
（5）主要几何参数和几何尺寸计算结果
结果
项目
模数
mn=2mm
齿数
Z1=24Z2=114
螺旋角
15.19°
分度圆直径
49.74mmd2=236.26mm
齿顶圆直径
=d1+2mn=49.74+22=53.74mm
=d2+2mn=236.26+22=240.26mm
齿根圆直径
=d1-2.5mn=49.74-2.52=44.74mm
=d2-2.5mn=236.26-2.52=231.26mm
中心距
a=143mm
齿宽
=55=50
（二）低速级齿轮传动设计计算
1、精度等级材料及齿数
②据工作环境，故选用7级精度
3料选择。
在同一减速器各个小齿轮（大齿轮）的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少才来哦品种和工艺要求，故查[1]表10—1选择小齿轮45钢（调质），硬度为250HBS。
4选小齿轮齿数Z3=30，大齿轮齿数Z4=3.423
③由[1图10-26查得=0.76=0.815则=0.76+0.815=1.575
T2===2.48105N•m
N3=60n2jLh=60137.511030028=3.96108
N4==1.165108
⑨由[1图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95KHN2=0.98
[]3==0.95570=541.5MPa
[]4==0.98610=597.8MPa
[]’===569.65MPa
d3t=75.225mm
V==0.541
③计算齿宽b’及模数mnt
B’==175.225=75.225mm
mnt===3.159mm
h=2.25mnt=2.253.159=7.11mm
==10.58
=0.318Z3=1.96
5算载荷系数K
查[1]表10-2得使用系数KA=1，根据V=0.54，7级精度，由[1图10-8查得动载荷系数K’V=1.03;
由[1]表10-4查得=1.425;
由[1图10-13查得=1.35;
K’=K’AK’V=
6实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
D3=d3t=75.225=81.703mm
7算模数mn
mn===3.431mm
由式mn
（1）确定公式内各计算数值
①计算载荷系数K’=K’AK’V=11.031.41.35=1.947
②根据纵向重合度=1.7从[1]图10-28查得螺旋角影响系数=0.87
③计算当量齿数ZV3===25.527ZV4===86.57
④查取齿形系数
由[1]表10-5查得YFa3=2.61YFa4=2.207
⑤查取应力校正系数
由[1]表10-5查得YSa3=1.593YSa4=1836
⑥由[1]图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450
⑦由[1]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.95KFN4=0.98
⑧计算弯曲疲劳许用应力
[]3===305.36
[]4===301
8计算大、小齿轮的并加以比
==0.014==0.013
mn==2.34mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=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d3=81.703mm来计算应有的齿数。
Z3===26.3
取Z1=26则Z2=i'
0Z3=3.426=88
（1）计算中心距a’===177.04mm
将中心距圆整为177mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arc=arccos=15.01°
因值变化不大，故参数，,Z’H等不必修正
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
===80.75mm===273.32mm
（4）计算齿轮宽度
b==180.75=80.75mm
圆整后取B3=90mmB4=82mm
（6）主要几何参数和几何尺寸计算结果
mn=3mm
Z3=26Z4=88
15.01°
80.75mmd4=273.32mm
=d3+2mn=80.75+23=86.75mm
=d4+2mn=273.32+23=279.32mm
=d3-2.5mn=80.75-2.53=73.25mm
=d4-2.5mn=273.32-2.53=265.82mm
a'
=177mm
=90=82
六、轴的设计计算
1.选择轴的材料，正火处理，查[1]表15-1，硬度为110~217HBS，[]=55MPa
2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=21.49mm
查[1]表15-3A0=120
所以d1=dmin+5%dmin=21.49+5%21.49=22.56mm
取整d1=24mm
3.轴的结构设计
d1=24mmd2=d1+22=30mmd3=d2+5=30+5=35mm查[2]表6-7d4=44mmd6=d3=35mmd5=d6+3=38mm
=10mm=12mm查[2]表11-10得e=1.28=9.6=10mm
X1=-2=63.9-2=61.9mmX2=+e+40+3=23.25+9.6+40+3=75.85mm
=（l1+）-（T+）=48+8-22.75-10=23.25mm
X4=+b3+
查[2]表6-7T=22.75mmX3=T+12=22.75+12=34.75mmX5=b1-2=55-2=53mm
X6=++T=10+12+22.75=44.75mm
轴Ⅰ
2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=52.52mm
所以d1=dmin+5%dmin=52.52+5%52.52=55.15mm
取整d1=56mm
d1=56mmd2=d1+24=62mmd3=d2+5=62+3=65mm查[2]表6-7d4=77mmd6=d3=65mmd5=d6+3=68mm
查[2]表8-5L=84mm
X1=mmX2=+e+40+3=10+9.6+40+3=62.6mm
=（l1+）-（T+）=48+8-36-10=10mm
X4=+b2+
查[2]表6-7T=36mmX3=T+12=36+12=48mmX5=b4-2=82-2=80mm
X6=++T=10+10+36=68mm
轴Ⅲ
2.初步计算轴的最小直径dmin≥A0=120=35.53mm
所以d1=dmin+5%dmin=35.53+5%35.53=37.31mm
取整d1=40mm
d1=40mmd2=d1+3=43mmd3=d2+6=43+5=49mmd4=d2=43mmd5=d1=40mm
X1==47.25mmX2=mm
=（l1+）-（T+）=48+8-25.25-10=20.75mm
X4=b3=88又轴Ⅰ可算得X3=14mm
查[2]表6-7T=25.25mmX5=X1=47.25mm
轴Ⅱ
轴Ⅱ弯扭强度校核计算
+（X1-2-a）=+（45.255-2-19.5）=48.75mm
==84mm
=68.75mm
查[2]表6-7得a=19.5mm
圆周力：
==2103.28N
==6153.81N
径向力：
===792.52N
===2318.76N
轴向力：
==2103.28=563.55N
==6153.81=1648.85N
水平：
-++-=0
-+6153.81+2103.28-=0①
=0--=0
-2103.28（）-6153.868.75=0②
由①②得=3694.05N=4563.04N
垂直：
+-+=0
+792.52-2318.76+=0①
=0+-+•=0
（）-2318.7668.75+563.55+1648.85=0②
由①②得=422.47N=1103.86N
作水平面弯矩图：
AB段：
=-（0<
X1<
48.75mm）
BC段：
=-（）+（0<
<
84mm）
CD段：
=-X3（0<
X3<
68.74mm）
作垂直面弯矩图：
=（0<
=（）+MB-（0<
=X3+MC（0<
MB=•=563.55=66.57N
MC=•=1648.85=66.57N
七、滚动轴承的选择与校核
1、选择型号30307
查[2]表6-7Cr=75200Na=16.8mm
齿轮1的分度圆直径d1=49.74mm
所以+X4+（-a）=+112+（34.75-16.8）=157.45mm
==53.54mm
===2207.88N
===832.7N
==2207.88=599.45N
2、求轴承径向载荷
水平面：
=0-=0
（157.45+53.54）-2207.8853.54=0①
-+=0
=0②
由①②得=560.26N=1647.26N
垂直面：
=0-=0
（157.45+53.54）-832.753.54-=0①
+-=0
+832.7-=0③
==599.45=14908.32M•mm②
由①②③得369.76N=462.94N
所以===822.52N
===1544.19N
+X2+a=+75.85+16.8=124.6mm
a+X4+X6+X5-a=34.75-16.8+112+53+44.75-16.8=210.9N
=0Fp-=0
1610.4
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