二级圆柱齿轮减速器CAD图纸6张Word下载.docx

1、 （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

2、-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 = Fv 70001. 25 =kw =8. 75kw 10001000 查表132-1取，带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，直齿齿轮传动效率直齿=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为 总=带4轴承2直齿联=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 P

3、0= Pw/总=8.75/0.859 Kw=10.19Kw 根据表138-2选取电动机的额定工作功率为P ed =11Kw 3. 确定电动机转速 输送带带轮的工作转速为 n w = 100060v 1000601. 25 =47. 77r /min d 500 由表132-2可知带传动传动比i 带=24，两级减速器传动比i 齿=840，则总传动比范围为 i总=i锥i 齿=（24）*（840）=16160 电动机的转速范围为 n 0=nw i 总=47.77*（16160）r/min=764.327643.2r/min 由表138-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500

4、r/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=30.56 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 =30. 565 =12. 22 带2. 高速级传动比为 i 1=（1. 31. 4） i =（1. 31. 4） 12. 22=3. 994. 14，取i =4. 1 低速级传动比

5、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 n 0=nm =1460r/min n 1=n0/i带=1460/2.5=584r/min n 2=n1/i1=584/4.1r/min=142.44r/min n 3=n2/i2=142.44/2.98r/min=47.8r/min n w =n3=47.8r/min 2. 各轴功率 p 1=p0带=10.19*0.96kw=9.78kw P 2=p11-2=p1轴承齿=9.78*0.99*0.97kw=9.39kw P 3=p22-3=p2轴承齿=9.39*0.99*0.97kw=9.0

6、2kw P w =p33-w =p3轴承联=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw 3. 各轴转矩 T 0=9550p0/n0=9550*10.19/1460Nmm=66.65Nm T 1=9550p1/n1=9550*9.78/584Nmm=159.93Nm T 2=9550p2/n2=9550*9.39/142.44Nmm=629.6Nm T 3=9550p3/n3=9550*9.02/47.8Nmm=1802.11Nm T w =9550pw /nw =9550*8.84/47.8Nmm=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

7、1. 功率 P d =K A P 0 由表138-6，查得工作情况系数K A =1. 2，则 P d =K A P 0=1. 210. 19kw =12. 23kw 2选择带型 n 0=1460r/min，P d =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138-7，选小带轮直径为d d 1=100mm ，则大带轮直径为d d 2=i 带d d 1=2. 5100mm =250mm 4. 验算带的速度 v d d 1n 0 带= 601000= 1001460 601000m /s =7. 64m /s 根据0. 7（d d 1+d d 2） 0. 7

8、（100+250） mm =245mm 为使结构紧凑，取偏低值，a 0=350mm 2.2确定中心距、V 带长度、验算包角 1. 计算基准长度 （d d 2-d d 1） 2 L d 1=2a 0+（d d 1+d d 2） + 24a 0 （250-100） 2 =2350+（100+200） +mm 24350=1265. 57mm 由表138-8选V 带基准长度L d =1250mm ，则实际中心距为 L d -L d 11250-1265. 57 =350+mm 22 =342. 21mm 2. 计算小带轮包角 a =a 0+ 1=180- d d 2-d d 1 57. 3a 250

9、-100 =180-57. 3 342. 21 =154. 88120 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 = P d （P 0+P 0） K K L 由表138-9查取单根V 带所能传递的功率P 0=1.3kw,功率增量 P 0=K b n 0（1- 1） K i 由表138-10查得K b =0. 772510-3，由表138-11查得K i =1. 137，则 P 0=0. 772510-31460（1- 1 ） kw =0. 136kw 1. 137 由表138-12查得K =0. 935，由表138-8查得K L =0. 93, 则带的根数为

10、P d 12. 23 =9. 8 （P 0+P 0） K K L （1. 3+0. 136） 0. 9350. 93 取10根 2. 计算初拉力 由表138-13查得V 带质量m =0. 1kg /m ，则初拉力为 F 0=500=500 P d 2. 5-K ）+mv 2带zv 带K 12. 232. 5-0. 935 ）+0. 17. 642N 107. 640. 935 =139. 81N 3. 计算作用在轴上的压力 Q =2zF 0sin 2 =210139. 81sin 154. 88 N =2729. 29N 2 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

11、机轴径D 0=42，由表138-15查得 e =150. 3mm , f =10-1mm +2 轮毂宽： L 带轮=（1. 52）D 0 =（1. 52）42mm =6384mm 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+210mm =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138-17

12、得齿面硬度HBW 1=217255，HBW 2=162217. 平均硬度HBW 1=236，HBW 2=190.HBW1-HBW 2=46.在3050HBW 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 2KT 1+1Z E Z H Z Z 2 （） d 1 d H 3 小齿轮传递转矩为T 1=159930 因v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷系数K t =1.4 由表138-19，查得弹性系数Z E =189.8Mpa 直齿轮，由13图9-2查得节点区域系数Z H =2.46 齿数比=i1=4.1 取齿宽系数d

13、=1.1 初选Z 1=23,则Z 2=23*4.1=94.3，取Z 2=95，则端面重合度为 =1. 88-3. 2（ =1. 88-3. 2（=1. 67 11 +）cos Z 1Z 2 +）cos 12 2395 轴向重合度为 =0. 318d Z 1tan =0. 3181. 123tan 12 =1. 71 由13图8-3查得重合度系数Z =0. 775 由13图11-2查得螺旋角系数Z =0. 99 许用接触应力可用下式公式 H =Z N H lim /S H 由图8-4e 、a 查得接触疲劳极限应力为 H lim 1=580pa , H lim 2=390pa 小齿轮与大齿轮的应力

14、循环次数分别为 N 1=60n1aL h =60*584*1*2*8*250*8=1.12*109 N 2=N1/i1=1.12*109/4.1=0.27*109 由13图8-5查得寿命系数Z N1=1，Z N2=1.14；由13表8-20取安全系数S H =1，则有 H 1=Z N 1H lim 1/S H =1*580/1=580Mpa H 2=Z N 2H lim 2/S H =1. 14*390/1=445Mpa 初算小齿轮的分度圆直径d 1t , =21. 41599304. 1+1189. 82. 460. 7750. 992 （） mm 1. 14. 1445 =68.98mm

15、3. 确定传动尺寸 1）计算载荷系数 由表138-1查得使用系数K A =1.0 因v = d 1t n 1 601000 = 68. 98584 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K =1.11，由表138-22查得齿间载荷分配系数K =1. 2，则载荷系数 K =K A K v K K =11. 171. 21. 11=1. 56 对d 1t 进行修正 因K 与Kt 有较大的差异，故需对Kt 计算出的d 1t 进行修正 ，即 d1=d 1t 3 . 56K 68.98=71.

16、51mm 1. 4Kt 大端模数m m =准模数m=3.5mm d 1cos 71. 51cos 12=3. 04mm ，查表138-23，取标Z 123 计算传动尺寸 中心距为 a 1= m n （Z 1+Z 2） 3. 5（23+95） =mm =211. 15mm 2cos 2cos 12 取整a 1=212，则螺旋角为 =arccos m n （Z 1+Z 2）3. 5（23+95） =arccos =13. 08 2a 12212 因值与初选值相差不大，故对与有关的参数不用进行修正 大端分度圆直径为 d 1= mz 13. 523 =82. 65mm cos cos 13. 08 mz 23. 595 =341. 38mm cos cos 13. 08 d 2= （6）齿宽为 b=d d 1=1.1*82.65mm=90.92mm 取b 2=91mm b 1=b 2+（5-10）mm ，取b 1=100mm 4. 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 F =K 、T 1、m n 和d 1同前 齿宽b =b 2=91mm 齿形系数Y F 和应力修正系数Y S 即当量齿数为 Z 123 =24. 89cos 3