二级平行轴减速器Word文档格式.docx
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0.63/1000KW=2.94KW
由表取，v带传动效率n带=0.96,一对轴承效率n轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率n齿轮=0.97，联轴器效率n联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为
42
耳总=n带n轴承n齿轮n联=0.96X
n总=0.859
0.99X0.97X0.99=0.859
o=P/n总=2.94/0.859Kw=3.42Kw
Po=3.42Kw
根据表，选取电动机的额定功率为Rd_4kw
Ped=4kw
3.确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为
nw=1000X60X0.63v/nX300r/
min=40.13r/min
查表，v带传动的传动比i带=2〜4,两级减速器传动比i=8〜40,贝U总传动比范围为
i总勻带i齿=（2〜4）X（8〜40）
=16〜160
电动机的转速范围为
no=nwi=40.13X（16〜160）
r/min=642.1〜6421r/min
由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000r/min,
1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4
nw=40.13r/min
N=1440r/min
1.3传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配
1.
总传动
i总=门mnw=1440/40.13=35.88
i总=35.88
比
2.
分配传
根据传动比范围，
取带传动的传动比i带=2.5，则减速器
动
传动比为
i=i
总/i带=35.88/2.5=14.35
i=14.35
高速级传动比为
i
1=V（1.3〜1.4）i=V（1.3〜
1.4）X14.35=4.32〜4.48
取i1=4.4
i1=4.4
低速级传动比为
2=i/i1=14.35/4.4=3.26
i2=3.26
1.4传动装置的运动、动力参数计算见表
1.各轴转1
n
o=nm=1440r/min
n°
=1440r/min
速
1=no/i带=1440/2.5r/min=576
n1=576r/min
r/min
2=n』i1=576/4.4r/min=130.9
n2=130.9r/min
3=rb/i2=130.9/3.26r/min=40
n3=40.15r/min
.15r/min
«
=na=40.15r/min
nw=40.15r/min
2各轴功
1=FOn0-1=FOn带=3.42X0.96kw
P1=3.28kw
率
=3.28kw
P2=Pin1-2=
0.99x0.97kw=3.15kw
P3=P2n2-3=
0.99x0.97kw=3.02KW
PwP3n3-w=
0.99x0.99kw=2.96kw
P1n轴承n齿=3.28x
P2n轴承n齿=3.15x
R=3.15kw
Ps=3.02KW
Pw=2.96kw
P3n轴承n
联=3.02
x
3.各轴转
T
0=9550
（Pdn0）=9550
To=22.68N•m
矩
（3.42/1440）N•
m=22.68N•m
1=9550
（P/n1）=
9550
「=54.38N•m
（3.28/576）N•
m=54.38N•m
2=9550
（P2/n2）=
T2=229.81N•m
（3.15/130.9）N
•m=229.81N•m
3=9550
（Pa/n3）=
Ts=718.33N•m
（3.02/40.15）N
•m=718.33N•m
w=9550
（Pdnv）=
Tw=704.06N•m
（2.96/40.15）N
•m=704.06N•m
二、传动件的设计计算
2.1减速器外传动件的设计
减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。
带传动的设计见下
1.确定设计功率
Pd=KxP0
由表8-6，查得工作情况系数Kx=1.2，贝U
Pd=1.2x3.42kw=4.1kw
Pd=4.1kw
2.选择带型
no=1440r/min,Pd=4.1kw,由图选择A型带
:
选择A型V带
3.确定带轮的基准直径
根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm则大带轮的直径为
dd2=i带dd1=2.5x100mm=250mm
dd1=100mm
dd2=250mm
4.验算的速度
V带=ndd1no/60x1000m/s=7.54m/s<
Vma>
=
25m/s
带速符合要求
5.确定中心距和V带长度
根据0.7（dd1+dd2）<
ac<
2（dd’+dd2）,初步确定中心距，即0.7x（100+250）mm=245mm）<
2x（100+250）mm=700mm为使结构紧凑，取偏低值，a°
=350mm
V带计算基准长度为
'
2LdQ2a°
+n/2（dd1+dd2）+（dd1—dd2）/4
ao=[2x350+n/2（100+250）+（100—250）2/4x
350]mm=1265.57mm
由表8-8选V带基准长度Ld=1250mml贝实际中心距为
a=ao+（Ld—Ld'
）/2=350mn+（1250-1265.57）/2mm=342.21mm
ao=350mm
Ld=1250mma=342.21mm
6.计算小带轮包角
a1=180o—（dd1—dd2）/ax57.3°
=154.88o>
12C°
a1=
154.88°
>
120°
合格
7.确定V带根数
V带根数可用下式计算：
Z=Pd//（P0+△Po）KaKL
由表8-9查取单根V带所能传递的功率Po=1.3kw,功率增量
△F0=Kbni（1-1/Ki）
o
由表8-10查得&
=0.7725X10-，由表8-11查得K=1.137，贝U
△F=0.7725X10-3X1440（1-1/1.137）kw=0.134kw
由表8-12查得Ka=0.935,由表8-8查得K=0.93,则带的根数为
Z=kd/（p0+4P。
）KaK=4.1/（1.3+0.134）X0.935X0.93=3.29取四根
Z=4
8.计算初拉力
由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为
2
F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+mv
=500X4.1/4X7.54（2.5-0.935/0.935）N+0.1X
7.54N=119.45N
F0=119.45N
9.计算作用在轴上的压力
Q=2zF°
sina/2
=2X4X119.45NXsin154.88oo/2=932.72N
Q=932.72N
10.带轮结构设计
（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28,由表8-15查得
e=15±
0.3mm,f=10+2—1mm
轮毂宽：
L带轮=（1.5〜2）D0=（1.5〜2）X28mm=4咎56mm
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
轮毂宽:
B带轮=（z—1）e+2f=（4—1）X15m叶2X10mm=65mm
（2）大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行
2.2减速器内传动的设计计算
咼速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。
1.选择材料、热处理和公差等级
考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小
齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度
HBW217〜255HBWVHB如162〜217HBW平均硬度HBW=236HB，HBW=190HBW.HBW/—HBW=46HBV，在30〜50HBW之间。
选用8级精度
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮正火处理
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
d1三〔2KT/9dX（u+1）/uX（ZeZHZcZb/[S]h）:
1/3
（1）小齿轮传递转矩为「=543802mm
（2）因v值未知，K值不能确定，可初步选载荷系数K-1.1〜1.8,初选K=1.4
（3）由表8-18，取齿宽系数9d=1.1
（4）由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8VMPa
⑸初选螺旋角B=12°
由图9-2查得节点区域系数Zh=2.46
（6）齿数比u=i1=4.4
（7）初选Z1=23,则Z2=uZ1=4.4X23=101.2,取Z2=101，则端面重合度为
乙=23乙=101
&
a=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]cosB=[1.88-3.2（1/23+1/101）]cos12°
=1.67
轴向重合度为
£
p=0.3189dZ1tanB=0.318x1.1x23xtan12o=1.71由图8-3查得重合度系数乙=0.775
（8）由图11-2查得螺旋角系数Zb=0.99
（9）许用接触应力可用下式计算
[S]尸ZNZHlim/SH
由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为ZHlim1=580MPa,Z
Hlim2=390MPa
小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为
N1=60n1aLh=60X576x1.0x2x8x250x8=1.106x109
98
N2=N1/i1=1.106x10/4.4=2.51x10
由图8-5查得寿命系数Zn=1.0,Zn=1.14,由表8-20取安全系数S=1.0，则小齿轮的许用接触应力
[Z]H1=Zn1ZHlim1/Sh=1.0x580MPa/1=580MPa
大齿轮的许用接触应力
[Z]h2=Zn2ZHlim2/Sh=1.14x390MPa/1=445MPa
取[Z]H=445MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t,得
d1t三〔2KT/9dx（u+1）/ux（ZeZhZcZb/[Z]h）〕"
3
〔2x1.4x54380/1.1x（4.4+1）/4.4x（189.8x2.46x
0.775x0.99/445）〕1/3mm=47.93mm
[Z]h=580MPc
[Z]h2=445MPc
[Z]H=445MPa
d1t=47.93mm
3.确定传动尺寸
（1）计算载荷系数由表8-21查得使用系数Ka=1.0,
因v=nd1tm/60x1000=nx47.93x576/60x1000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kb=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数Ka=1.2，则载荷系数为
K=KaK/KX=1.0x1.13x1.11x1.2=1.505
（2）对d1t进行修正K与K有较大差异，故需对由K计算出的d1t进行修正，即
d1=d1t（K/Kt）1/3三47.93x（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm
（3）确定模数m
mn=d1cosB/Z1=49.1mnxcos12o/23=2.09mm
按表8-23，取m=2.5mm
（4）计算传动尺寸中心距为
a1=m（Z1+Z）/2cosB=2.5x（23+101）mm/（2xcos12）=158.46mm
圆整，取a=160mm则螺旋角为
B=arccosmn（Z1+Z2）/2a1=arcos2.5x[（23+101）mm/（2x160）]=14.362o
因B与初选值相差较大，故对与B有关的参数进行修正，由图
9-2查得节点区域系数Zh=2.43，则端面重合度为
a=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]cosB=[1.88-3.2（1/23+1/101）]cos14.362°
=1.66
K=1.505
p=0.3189dZitanB=0.318x1.1x23xtan14.362o=2.06由图8-3查得重合度系数乙=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Zb=0.985
d1t三〔2KT/9dX（u+1）/ux（ZeZHZc乙/[Z]h）〕1/3
〔2X1.505X54380/1.1X（4.4+1）/4.4X（189.8X2.43X0.775X0.985/445）〕1/3mm=48.53mm
精确计算圆周速度为
V=nd1tn/60X1000=nX48.53X576/60X
1000m/s=1.46m/s,
由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13,K值不变
mn=d1cosB/Z1=48.53mnXcos14.362o/23=2.04mm按表8-23，取m=2.5mm则咼速级的中心距为
a1=m（Z1+Z2）/2cosB=2.5X（23+101）mm/（2Xcos14.362o）=160mm
d1t=48.53mm
m=2.5mm
a1=160mm
则螺旋角修正为|
B=arccosmn（Z1+Z）/2a=arcos2.5X[（23+101）mm/（2X160）]=14.362o修正完毕，故
d1=mnZ/cosB=2.5X23/cos14.362omm=59.355mm
d2=mnZVcosB=2.5X101/cos14.362°
mm=260.545mm
b=①dd1=1.1X59.355mm=65.29mm取b=66mmb1=b+（5〜10）mm取b=75mm
B=14.362。
d1=59.355mm
d2=65.29mm
b2=66mm
b1=75mm
4.校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
ZF=2KT/bmnd1XYfYsY^Yb三[Z]f
（1）K、「、m和d1同前
（2）齿宽b=b2=66mm
（3）齿形系数Yf和应力修正系数％。
当量齿数为
Zv1=Z1/（cosB）3=23/（cos14.362o）3=25.3
Zv2=Z/（cosB）3=101/（cos14.362o）3=111.1
由图8-8查得论=2.61,W=2.22，由图8-9查得Ys1=1.59,Ys2=1.81
（4）由图8-10查得重合度系数丫《=0.71
（5）由图11-3查得螺旋角系数Yb=0.87
（6）许用弯曲应力
【Z】F=YnZFLim/SF
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为ZFLim1=215MPa,ZFLim2=170MPa由图8-11查得寿命系数Yn1=Yn2=1,由表8-20查得安全系数Sf=1.25，故
【Z】F1=Yn1ZFLim1/SF=1X215/1.25MPa=172MPs【Z】f2=YN2ZFLim2/Sf=1X170/1.25MPa=136MPcZF1=2KT/bmnd1XY^1Ys1Y£
Yb=2X1.505X54380/（66X2.5X59.355）X2.61X1.59X0.71X0.87MPa=42.8MPer[Z]F1ZF2=Zf1Yf1Ys1/Yf2Ys2=42.8X2.22X1.81/（2.61X1.59）MPa<
[Z]F2
满足齿根弯曲疲劳强度
5.计算齿轮传动其他几何尺寸
端面模数mt=m/cosB=2.5/cos14.362omm=2.58065mm齿顶咼ha=ham=1x2.5mm=2.5mm
齿根高hf=（ha+c）mn=（1+0.25）x2.5mm=3.125mm全齿高h=ha+hf=2.5mm^3.125mm=5.625mm顶隙c=cm=0.25x2.5mm=0.625mm
齿顶圆直径为
dai=di+2ha=59.355mn+2x2.5mm=61.355mm
da2=ck+2ha=260.645mn+2x2.5mm=265.645mm
齿根圆直径为
dfi=di—2hf=59.355mm-2x3.125mm=53.105mm
df2=d2—2hf=260.645mn—2x3.125mm=254.395mm
m=2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mm
dai=61.355mmda2=265.645mm
dfi=53.105mmdf2=254.395mm
低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。
大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBV=217〜255HBWVHBW=162〜217HBW.
平均硬度HBW=236,HBW=190.HBW—HBW=46HBWV在30〜50HBW之间。
选用8级精度
小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度
其
设计公式为
d3三〔2KT3/9dX（u+1）/uX（ZeZhZ^Zb/[Z]h）〕1/3⑴小齿轮传递转矩为Ta=229810N-mm
（2）因v值未知，匕值不能确定，可初步选载荷系数K=1.1〜
1.8,
初选K=1.4
⑶由表8-18，取齿宽系数9d=1.1
⑷由表8-19，查得弹性系数Ze=189.8VMPa
⑸初选螺旋角B=11°
由图9-2查得节点区域系数Zh=2.465
（6）齿数比u=i2=3.26
⑺初选Z3=25,则Z4=uZ=3.26X25=81.5,取Z4=82，则端面重合度为
a=[1.88—3.2（1/Z3+1/Z4）]cosB=[1.88—3.2（1/25+1/82）]cos11°
=1.68
b=0.3189dZatanB=0.318x1.1x23xtan11=1.70由图8-3查得重合度系数乙=0.775
（8）由图11-2查得螺旋角系数Zb=0.99
[Z]H=ZNZHlim/SH
由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为ZHiim3=580MPa,Z
Hlim4=390MPa
N3=60n2aL.=60x130.9x1.0x2x8x250x8=2.513x108N4=Ns/i2=2.513x108/3.26=7.71x107
由图8-5查得寿命系数Zn3=1.14,Zn4=1.14,由表8-20取安全系数Sh=1.0，则小齿轮的许用接触应力
[Z]h3=ZN3ZHiim3/Sh=1.14x580MPa/1=661.2MPa
[S]H3=661.2MPa
[Z]h3=Zn4ZHiim4/Sh=1.2x390MPa/1=468MPa
d1t三〔2KT/9dX（u+1）/ux（ZeZHZcZb/[Z]h）〕1/3
〔2X1.4X54380/1.1X（4.4+1）/4.4X（189.8X2.
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