两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书 1.docx

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两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书1

机械设计课程设计

说

明

书

设计题目：

二级平行轴减速器

机械系10专升本

指导老师：

解继红

设计者：

杨晓霞

两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书

例如：

设计热处理车间零件清洗用设备。

该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。

每日两班制工作，工作期限为8年。

热处理车间零件清洗用设备。

该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。

每日两班制工作，工作期限为8年。

已知条件：

输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.

一、传动装置的总体设计

1.1传动方案的确定

两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。

1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-输送带带轮6-输送带

1.2电动机的选择

计算项目

计算及说明

计算结果

1.选择电动机的类型

根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。

2.选择电动机的功率

输送带所需的拉力为

F=2T/d=2×700/0.3N≈4667N

输送带所需动率为

Pw=Fv/1000=4667×0.63/1000KW=2.94KW

由表取，v带传动效率η带=0.96，一对轴承效率η轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率η齿轮=0.97，联轴器效率η联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为

η总=η带η轴承4η齿轮2η联=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859

PO=PW/η总=2.94/0.859Kw=3.42Kw

根据表，选取电动机的额定功率为Ped=4kw

F=4667N

Pw=2.94KW

η总=0.859

PO=3.42Kw

Ped=4kw

3.确定电动机的转速

输送带带轮的工作转速为

nw=1000×60×0.63v/π×300r/

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，则总传动比范围为

i总=i带i齿=（2～4）×（8～40）

=16～160

电动机的转速范围为

no=nwi=40.13×（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

Nm=1440r/min

1.3传动比的计算及分配

各级传动比的计算及分配。

计算项目

计算及说明

计算结果

1.总传动比

i总=nmnw=1440/40.13=35.88

i总=35.88

2.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带=35.88/2.5=14.35

高速级传动比为

i1=√（1.3～1.4）i=√（1.3～1.4）×14.35=4.32～4.48

取i1=4.4

低速级传动比为

i2=i/i1=14.35/4.4=3.26

i=14.35

i1=4.4

i2=3.26

1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。

计算项目

计算及说明

计算结果

1.各轴转速

no=nm=1440r/min

n1=no/i带=1440/2.5r/min=576

r/min

n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9

r/min

n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40

.15r/min

nw=n3=40.15r/min

no=1440r/min

n1=576r/min

n2=130.9r/min

n3=40.15r/min

nw=40.15r/min

2各轴功率

P1=POη0-1=POη带=3.42×0.96kw

=3.28kw

P2=P1η1-2=P1η轴承η齿=3.28×0.99×0.97kw=3.15kw

P3=P2η2-3=P2η轴承η齿=3.15×0.99×0.97kw=3.02KW

PW=P3η3-W=P3η轴承η联=3.02×0.99×0.99kw=2.96kw

P1=3.28kw

P2=3.15kw

P3=3.02KW

PW=2.96kw

3.各轴转矩

T0=9550×（PO/n0）=9550×（3.42/1440）N·m=22.68N·m

T1=9550×（P1/n1）=9550×（3.28/576）N·m=54.38N·m

T2=9550×（P2/n2）=9550×（3.15/130.9）N·m=229.81N·m

T3=9550×（P3/n3）=9550×（3.02/40.15）N·m=718.33N·m

TW=9550×（PW/nW）=9550×（2.96/40.15）N·m=704.06N·m

T0=22.68N·m

T1=54.38N·m

T2=229.81N·m

T3=718.33N·m

TW=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。

带传动的设计见下表。

计算项目

计算及说明

计算结果

1.确定设计功率

Pd=KA×P0

由表8-6，查得工作情况系数KA=1.2，则

Pd=1.2×3.42kw=4.1kw

Pd=4.1kw

2.选择带型

n0=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=2.5×100mm=250mm

dd1=100mm

dd2=250mm

4.验算的速度

V带=πdd1n0/60×1000m/s=7.54m/s

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）

为使结构紧凑，取偏低值，a0=350mm

V带计算基准长度为

Ld'≈2a0＋π/2（dd1＋dd2）＋（dd1－dd2）2/4a0=[2×350＋π/2（100＋250）＋（100－250）2/4×350]mm=1265.57mm

由表8-8选V带基准长度Ld=1250mm,则实际中心距为

a=a0＋（Ld－Ld'）/2=350mm＋（1250-1265.57）/2mm=342.21mm

a0=350mm

Ld=1250mm

a=342.21mm

6.计算小带轮包角

a1=180o－（dd1－dd2）/a×57.3o=154.88o>120o

a1=154.88o>120o合格

7.确定V带根数

V带根数可用下式计算：

Z=Pd//（P0＋ΔP0）KaKL

由表8-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量

ΔP0=Kbn1（1-1/Ki）

由表8-10查得Kb=0.7725×10-3，由表8-11查得Ki=1.137，则

ΔP=0.7725×10-3×1440（1-1/1.137）kw=0.134kw

由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，则带的根数为

Z=kd/（p0+ΔP0）KaK=4.1/（1.3+0.134）×0.935×0.93=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

F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+mvd2

=500×4.1/4×7.54（2.5-0.935/0.935）N+0.1×7.542N=119.45N

F0=119.45N

9.计算作用在轴上的压力

Q=2zF0sina/2

=2×4×119.45N×sin154.88oo/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）×28mm=42～56mm

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）×15mm＋2×10mm=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

高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。

计算项目

计算及说明

计算结果

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HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW.HBW1-－HBW2-=46HBW，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≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[δ]H）〕1/3

（1）小齿轮传递转矩为T1=54380N·mm

（2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1～1.8,

初选Kt=1.4

（3）由表8-18，取齿宽系数φd=1.1

（4）由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8√MPa

（5）初选螺旋角β=12o,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=4.4×23=101.2,取Z2=101，则端面重合度为

εa=[1.88－3.2（1/Z1＋1/Z2）]cosβ=[1.88－3.2（1/23＋1/101）]cos12o=1.67

轴向重合度为

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan12o=1.71

由图8-3查得重合度系数Zε=0.775

（8）由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99

（9）许用接触应力可用下式计算

[δ]H=ZNσHlim/SH

由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim1=580MPa,σHlim2=390MPa

小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为

N1=60n1aLh=60×576×1.0×2×8×250×8=1.106×109

N2=N1/i1=1.106×109/4.4=2.51×108

由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=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

Z1=23

Z2=101

[σ]H1=ZN1σHlim1/SH=1.0×580MPa/1=580MPa

大齿轮的许用接触应力

[σ]H2=ZN2σHlim2/SH=1.14×390MPa/1=445MPa

取[σ]H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得

d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3

〔2×1.4×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.46×0.775×0.99/445）〕1/3mm=47.93mm

[σ]H1=580MPa

[σ]H2=445MPa

[σ]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=πd1tn1/60×1000=π×47.93×576/60×1000m/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Kβ=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2，则载荷系数为

K=KAKVKβKα=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505

（2）对d1t进行修正K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即

d1=d1t（K/Kt）1/3≧47.93×（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm

（3）确定模数mn

mn=d1cosβ/Z1=49.1mm×cos12o/23=2.09mm

按表8-23，取mn=2.5mm

（4）计算传动尺寸中心距为

a1=mn（Z1＋Z2）/2cosβ=2.5×（23＋101）mm/（2×cos12o）=158.46mm

圆整，取a1=160mm,则螺旋角为

β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a1=arcos2.5×[（23＋101）mm/（2×160）]=14.362o

因β与初选值相差较大，故对与β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

εa=[1.88－3.2（1/Z1＋1/Z2）]cosβ=[1.88－3.2（1/23＋1/101）]cos14.362o=1.66

轴向重合度为

εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1.1×23×tan14.362o=2.06

由图8-3查得重合度系数Zε=0.775,由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.985

d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3

〔2×1.505×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.43×0.775×0.985/445）〕1/3mm=48.53mm

精确计算圆周速度为

V=πd1tn1/60×1000=π×48.53×576/60×1000m/s=1.46m/s,

由图8-6查得动载荷系数KV=1.13,K值不变

mn=d1cosβ/Z1=48.53mm×cos14.362o/23=2.04mm

按表8-23，取mn=2.5mm,则高速级的中心距为

a1=mn（Z1＋Z2）/2cosβ=2.5×（23＋101）mm/（2×cos14.362o）=160mm

K=1.505

d1t≧48.53mm

mn=2.5mm

a1=160mm

则螺旋角修正为

β=arccosmn（Z1＋Z2）/2a=arcos2.5×[（23＋101）mm/（2×160）]=14.362o

修正完毕，故

d1=mnZ1/cosβ=2.5×23/cos14.362omm=59.355mm

d2=mnZ2/cosβ=2.5×101/cos14.362omm=260.545mm

b=Фdd1=1.1×59.355mm=65.29mm，取b2=66mm

b1=b＋（5～10）mm,取b1=75mm

β=14.362o

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

σF=2KT1/bmnd1×YFYSYεYβ≦[σ]F

（1）K、T1、mn和d1同前

（2）齿宽b=b2=66mm

（3）齿形系数YF和应力修正系数YS。

当量齿数为

ZV1=Z1/（cosβ）3=23/（cos14.362o）3=25.3

ZV2=Z2/（cosβ）3=101/（cos14.362o）3=111.1

由图8-8查得YF1=2.61，YF2=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Yε=0.71

（5）由图11-3查得螺旋角系数Yβ=0.87

（6）许用弯曲应力

【σ】F=YNσFLim/SF

由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为σFLim1=215MPa,σFLim2=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

【σ】F1=YN1σFLim1/SF=1×215/1.25MPa=172MPa

【σ】F2=YN2σFLim2/SF=1×170/1.25MPa=136MPa

σF1=2KT1/bmnd1×YF1YS1YεYβ=2×1.505×54380/（66×2.5×59.355）×2.61×1.59×0.71×0.87MPa=42.8MPa﹤[σ]F1

σF2=σF1YF1YS1/YF2YS2=42.8×2.22×1.81/（2.61×1.59）MPa﹤[σ]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=mn/cosβ=2.5/cos14.362omm=2.58065mm

齿顶高ha=ha*mn=1×2.5mm=2.5mm

齿根高hf=（ha*＋c*）mn=（1＋0.25）×2.5mm=3.125mm

全齿高h=ha＋hf=2.5mm＋3.125mm=5.625mm

顶隙c=c8mn=0.25×2.5mm=0.625mm

齿顶圆直径为

da1=d1＋2ha=59.355mm＋2×2.5mm=61.355mm

da2=d2＋2ha=260.645mm＋2×2.5mm=265.645mm

齿根圆直径为

df1=d1－2hf=59.355mm－2×3.125mm=53.105mm

df2=d2－2hf=260.645mm－2×3.125mm=254.395mm

mt=2.58065mm

ha=2.5mm

hf=3.125mm

h=5.625mm

c=0.625mm

da1=61.355mm

da2=265.645mm

df1=53.105mm

df2=254.395mm

低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。

计算项目

计算及说明

计算结果

1.选择材料、热处理和公差等级

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HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190.HBW1-－HBW2-=46HBW，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

d3≧〔2KT3/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3

（1）小齿轮传递转矩为T3=229810N·mm

（2）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.1～1.8,

初选Kt=1.4

（3）由表8-18，取齿宽系数φd=1.1

（4）由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8√MPa

（5）初选螺旋角β=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465

（6）齿数比u=i2=3.26

（7）初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.26×25=81.5,取Z4=82，则端面重合度为

εa=[1.88－3.2（1/Z3＋1/Z4）]cosβ=[1.88－3.2（1/25＋1/82）]cos11o=1.68

轴向重合度为

εβ=0.318φdZ3tanβ=0.318×1.1×23×tan11o=1.70

由图8-3查得重合度系数Zε=0.775

（8）由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.99

（9）许用接触应力可用下式计算

[σ]H=ZNσHlim/SH

由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为σHlim3=580MPa,σHlim4=390MPa

小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为

N3=60n2aLh=60×130.9×1.0×2×8×250×8=2.513×108

N4=N3/i2=2.513×108/3.26=7.71×107

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

Z3=23

Z4=101

[σ]H3=ZN3σHlim3/SH=1.14×580MPa/1=661.2MPa

大齿轮的许用接触应力

[σ]H3=ZN4σHlim4/SH=1.2×390MPa/1=468MPa

取[σ]H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得

d1t≧〔2KT1/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[σ]H）〕1/3

〔2×1.4×54380/1.1×（4.4＋1）/4.4×（189.8×2.46×0.775×0.99/445）〕1/3mm=47.93mm

[δ]H3=661.2MPa

[δ]H4=468MPa

[δ]H=468MPa

D3t≧76.615mm

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=πd3tn2/60×1000=π×76.615×130.9/（60×1000）m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,由图8-7查得齿向载荷分配系数Kβ=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数Kα=1.2，则载荷系数为

K=KAKVKβKα=1.0×1.07×1.11×1.2=1.43

（2）确定模数mn,因K与Kt差异不大，不需对由Kt计算出的d3t进行修正，即

mn=d3cosβ/Z3=76.615mm×cos11o/25=3.01mm

按表8-23，取mn=3.5mm

（3）计算传动尺寸中心距为

a2=mn（Z3＋Z4）/2cosβ=3.5×（25＋82）mm/（2×cos11o）=190.75mm

圆整，取a2=190mm,则螺旋角为

β=arccosmn（Z3＋Z4）/2a2=arcos3.5×[（25＋82）mm/（2×190）]=9.76o

因β与初选值相差较大，故对与β有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46，则端面重合度为

εa=[1.88－3.2（1/Z3＋1/Z4）]cosβ=[1.88－3.2（1/25＋1/82）]cos9.76o=1.69

轴向重合度为

εβ=0.318φdZ3tanβ=0.318×1.1×25×tan9.76o=1.50

由图8-3查得重合度系数Zε=0.77,由图11-2查得螺旋角系数Zβ=0.991

d3t≧〔2KT3/φd×（u＋1）/u×（ZEZHZεZβ/[δ]H）〕1/3

〔2×1.43×229810/1.1×（3.26＋1）/3.26×（189.8×2.46×0.77×0.991/468）〕1/3mm=76.77mm

因V=πd3tn2/（60×1000）=π×76.77×130.9/（60×1000）m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07,K值不变

mn=d3cosβ/Z3=76.77mm×cos9.76o/2