同轴式二级圆柱齿轮减速器完结Word下载.docx

1、40.9925；卷筒轴滑动轴承 50.955 ，则0.9550.987530.9720.99250.82015故 Pd Pw12 14.63kW 0.82015（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 Ped 15kW 。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 24 ，由表 2-2 查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围 i 2 860 ，则电动机转速可选范围为设计计算及说明Pd 14.63kWPed 15kW结果2/45nd nwi 1 i 2 66810026 r / min可见同步转速为750r/min、1000r/min 、15

2、00r/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-61597034.4682.513.787Y160L-41500146023.2182.210.554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nmi16.091.722.分

3、配各级传动比取 V 带传动的传动比 i 1 2.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i216i 36.4i1i 3 2.5i 16所得 i 2 i3 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。i1 2.7i 2 i32.73/45五、 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，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为n0 nm1460r / minn0n576r / minn1576n155.13r / mini 2n2155.13n45.78r / min2.各轴输入功率按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即P0Ped12 kWP0.955

4、 11.4kWPP111.4 0.9875 0.9711kWPP22 311 0.9875 0.9710.5kW3.各轴转矩T0955049.74NmP11.4T118.75N11T422.36NT10.51370.92N45.78电动 高速轴 中速轴 低速轴机轴 转速1460 576 155.13 45.78（r/min ）功率（ kW） 1211.41110.54/45转矩49.74 118.75 422.36 1370.92（N m）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

5、-7 得， 工作情况系数 K A 1.2PcaK A Pd 1.2 1214.4kW（ 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d d 并验算带速 v初选小带轮的基准直径dd 1 。由表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准直径d d1125mm验算带速 v。按式 （8-13）验算带的速度vdd 1n01259.425m / s因为 5m / s v30m / s , 故带速合适。Pca 14.4kWA型d d 1 125mm计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）, 计算大带轮基准直径 dd 2d d 2i1 dd1312.5mm

6、根据表8-8 ，圆整为 d d 2315mm（ 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld根据式 （8-20），初定中心距 a0500mm 。由式 （8-22） 计算带所需的基准长度Ld 02a0（d d1（d d 2dd1 ） 2（dd 1（d d 2 d d 1 ） 2d d 2 ）dd 2 ）4a02 500（125（315125）2315）1709.2mm由表 8-2 选带的基准长度Ld 1800mmLd1800mm6/45按式 （8-23） 计算实际中心距 a。aa0Ld 118001709.2545.4mm中心距变化范围为518.4 599.4mm。（ 5）验算小带轮上的包角1

7、80（dd 2dd 1 ） 57.3125） 57.316090545.4（ 6）确定带的根数 计算单根 V 带的额定功率由 dd1 125mm 和 n01460r / min ，查表 8-4a 得 P01.91kW根据 n01460r / min ， i=2.5和 A 型带，查表 8-4b 得0.03kW查表 85得 K0.95，表 82得K L0.99于是Pr（P0P0） KK L1.8246kW 计算 V 带的根数 z。z4.931.8246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

8、（2.5K） Pcaqv2zv5000.95）90.19.4252 N165N0.9559.425应使带的实际初拉力F0（ 8）计算压轴力 Fp（F p ）min2z（ F0 ） minsin5 165 sin 1521622Na 545.4mm1 1605根（ F0 ）min 165N（ Fp ） min 1622N7/452.斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1422.36 N m ，小齿轮转速n 155.13r / min ，传动比 ii33.713 。（ 1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7 级精度（ G

9、B10095-88）7 级精度由机械设计 （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。z1 24选小齿轮齿数z1 24 ：大齿轮齿数 z2z1 3.7132489初选取螺旋角14按齿面接触强度设计按式 （10-21 ）试算，即d1t 32K tT1u 1Z HZ E）u（H d确定公式内各计算数值a）试选载荷系数 K t1.6b）由图 10-30选取区域系数 Z H2.433c）由图 10-26查得1 0.78,0.88，0.78 0.881.66d）小齿轮传

10、递的传矩 T1 422.36N me）由表 10-7选取齿宽系数d1f）由表 10-6查得材料弹性影响系数 Z E 189.8MPa 2g）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600；MPa大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550h）由式 10-13 计算应力循环次数：N 1 60 n1j Lh60 5761 （2 8 365 10） 2.02 109N 12.02108N 23.7135.448/45i）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN1 0.90, K HN 2 0.94j）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

11、 （10-12） 得K HN10.90540MPa;H 1SH 2KHN20.94550 MPa517MPak）许用接触应力540 517H528.5MPa计算a）试算小齿轮分度圆直径 d1t ，由计算公式得422.36103189.8mm 92.40mmd1t528.5b）计算圆周速度d1t n192.40 155.13m s 0.7505m sc）齿宽 b 及模数 mntbd d1t1.0 92.40mm 92.40mmmntd1t cos92.40 cos14mm 3.74mmz1h 2.25mnt2.253.74mm8.41mmb / h92.40 / 8.4110.76d1t 92.

12、40mmv 0.7505m sd）计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 1 24 tan14 1.903e）计算载荷系数 K由表 10-2查得使用系数 K A 1根据 v0.7505m s ， 7 级精度，由图10-8查得动载系数K v1.04 ；由表10-4查得 K H 的值与直齿轮的相同，故K H1.321因K A Ft / b 422.36/（92.4 / 2） / 92.498.9N / mm 100N / mm 表 10-3查得 KHK F1.4图 10-13查得 K F 1.289/45故载荷系数：K AK VK HK H 1 1.04 1.41.321 1.92f

13、） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a） 得d190.403 1.92 mm 98.19mmK tg）计算模数 mnmnd1 cos98.19 cos14mn 3.97 mmmm3.97mm（3） 按齿根弯曲强度设计由式 （10-17）2KT1Y cos2YFa YSa F d z1确定计算参数a）计算载荷系数KA KVKF KF1 1.04 1.41.28 1.86根据纵向重合度1.903，从图 10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.88计算当量齿数zv126.27cos3cos3 14zv2z297.43d）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa 1 2.592,

14、YFa 2 2.185e）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 1.596,YSa2 1.787f）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FE 1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 2 380MPa10/4511/45由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN10.84, K FN 2 0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式 （10-12） 得FE 10.84F1300.0MPaKFN2FE 20.88F 2238.9MPag） 计算大、小齿轮的，并加以比较F YFa1YSa12.5921.5960.01379300YFa 2YS

15、a22.1851.7870.01634238.9大齿轮的数值大设计计算1.8610 3cos140.01634mm 2.81mm242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 z132，则 z2uz1119（4） 几何尺寸计算计算中心距Z1 Z 2 mn119 3 mm 233.43mm2 cos将中心距圆整为 233mm按圆整后的中心距修正螺旋角mn 2.81mmz1 32z2 119a 233.43m

16、m12/45Z1Z2 mn（32119） 3arccos2a13 33 55233值改变不多，故参数,K ,ZH 等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径Z1 mn98.75mmcoscos13 33 55d 2Z 2 mn367.24mm计算齿轮宽度b d d1 1 98.75mm 98.75mm圆整后取 B1 105mm, B2 100mm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。d1 98.75mm d 2 367.24mmB1 105mmB2 100mm高速级低速级小齿轮大齿轮传动比模数 （mm）