二级平行轴减速器Word文档格式.docx

1、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4 2耳总=n带n轴承 n齿轮 n联=0.96 Xn 总=0.8590.99 X 0.97 X 0.99=0.859o=P/ n 总=2.94/0.859Kw=3.42KwPo=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为 Rd_4kwPed=4kw3.确定电 动机的转 速输送带带轮的工作转速为n w=1000X 60 X 0.63v/ n X 300r/mi n=40.13r/mi n查表

2、，v带传动的传动比i带=24,两级减速器传动比 i=840,贝U总传动比范围为i 总勻带i齿=（24）X（ 840）=16160电动机的转速范围为n o=nwi =40.13 X（ 16160）r/mi n=642.1 6421r/mi n由表可知，符合这一要求的电动机同步转速 1000 r/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-4n w=40.13r/mi n

3、N=1440r/mi n1.3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=35.88i 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=14.35i=14.35高速级传动比为i1=V（ 1.3 1.4 ） i= V（ 1.3 1.4 ） X 14.35=4.32 4.48取 i 1=4.4i 1=4.4低速级传动比为2=i/i 1=14.35/4.4=3.26i 2=3.261.4传动装置的运动、动力参数计算见表1.各轴转1no=nm=1440r/mi nn =144

4、0r/mi n速1=no/i 带=1440/2.5r/min=576n1=576 r/minr/mi n2=ni 1=576/4.4r/mi n=130.9n 2=130.9 r/min3=rb/i 2=130.9/3.26r/min=40n 3=40.15r/mi n.15r/mi n=na=40.15r/minn w=40.15r/mi n2各轴功1=FOn 0-1=FOn 带=3.42 X 0.96kwP1=3.28kw率=3.28kwP 2= Pin 1-2=0.99 x 0.97kw=3.15kwP 3= P2 n 2-3=0.99 x 0.97kw=3.02KWP w P3 n 3

5、-w=0.99 x 0.99kw=2.96kwP1 n 轴承 n 齿=3.28 xP2 n 轴承 n 齿=3.15 xR=3.15kwPs=3.02KWPw=2.96kwP3 n轴承n联=3.02x3.各轴转T0=9550（Pdn 0）=9550To=22.68 N m矩（3.42/1440）N m=22.68 N m1=9550（P/n 1）=9550=54.38 N m（3.28/576） N m=54.38 N m2=9550（P2/n 2）=T2=229.81 N m（3.15/130.9） N m=229.81 N m3=9550（Pa/n 3）=Ts=718.33 N m（3.02

6、/40.15） N m=718.33 N mw=9550（Pdn v）=Tw=704.06 N m（2.96/40.15） N m=704.06 N 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P d=Kx P0由表8-6，查得工作情况系数Kx=1.2，贝UP d=1.2 x 3.42kw=4.1kwPd=4.1kw2.选择带型no=1440r/min, P d=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d d2=i 带

7、dd1=2.5 x 100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速 度V 带=n dd1no/60 x 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）ac2 （dd + dd2）,初步确定中心距，即 0.7 x（ 100+ 250） mm=245mm）12Ca1=154.88120合格7.确定V带根 数V带根数可用下式计算：Z= P d/（ P 0 + Po）KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率Po=1.3 kw,功率增量F0=Kbni（1-1/K i）o由表 8-10 查得 &=0.772

8、5 X 10-，由表 8-11 查得 K=1.137，贝UF=0.7725X 10-3 X 1440 （ 1-1/1.137 ） kw=0.134 kw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=k d/（p 0+4 P。）KaK=4.1/（1.3+0.134） X 0.935 X 0.93=3.29 取四根Z=48.计算初拉 力由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为2F 0=500pd/zu 带（2.5-Ka/Ka） +mv=500 X 4.1/4 X 7.54（2.5-0.935/0.935）N+0.1 X7.54 N=119.45NF

9、0=119.45N9.计算作用 在轴上的压 力Q=2z Fsi na/2=2 X 4X 119.45NX sin 154.88 oo/2=932.72NQ=932.72N10.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）X 28mm=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） X 15m叶 2X 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

10、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HBW217255HBWV HB如162217HBW平均硬度 HBW=236HB， HBW=190HBW. HBW/ HBW=46 HBV，在 3050 HBW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d 1 三2KT/ 9 dX （u + 1）/u X （

11、ZeZHZc Zb/ S h） : 1/3（1）小齿轮传递转矩为=543802 mm（2）因v值未知，K值不能确定，可初步选载荷系数K-1.11.8, 初选K=1.4（3）由表8-18，取齿宽系数9 d=1.1（4）由表8-19，查得弹性系数 Ze=189.8 VMPa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=i 1=4.4（7）初选 Z1=23,则 Z2=uZ1=4.4 X 23=101.2,取 Z2=101，则端面重 合度为乙=23 乙=101& a=1.88 - 3.2（1/Z 1 + 1/ Z 2）cos B =1.88 - 3.2（1/23 +

12、1/ 101）cos12 =1.67轴向重合度为 p =0.318 9 d Z1tan B =0.318 x 1.1 x23x tan 12o=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 Z N Z Hlim/S H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Z Hlim1=580MPa, ZHlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N 1=60n1aLh=60X 576x 1.0 x 2x 8x 250x 8=1.106 x 1099 8N 2= N1/i 1=1.106 x 10/4.4=2

13、.51 x 10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= Zn1 Z Hlim1/Sh=1.0 x 580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力 Z h2= Z n2 Z Hlim2/S h=1.14 x 390MPa/1=445MPa取Z H=445MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t 三2KT/ 9 d x （u + 1）/u x （ZeZhZc Zb/ Z h）32x 1.4 x 54380/1.1 x （4.4 + 1）/4.4 x （189.8 x 2.46 x0.775 x 0.99/

14、445）1/3mm=47.93mmZ h=580MPcZ h2=445MPcZ H=445MPad1t = 47.93mm3.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= n d1tm/60 x 1000= n x 47.93 x 576/60 x 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=K aK/KX =1.0 x 1.13 x 1.11 x 1.2=1.505（2）对d1t进行修正K与K有较大差异，故需对

15、由K计算出的d1t 进行修正，即d 1=d1t （K/Kt） 1/3 三 47.93 x（ 1.505/1.4 ） 1/3mm=49.1mm（3）确定模数mm n= d 1cos B /Z 1=49.1mnx cos12o/23=2.09mm按表 8-23，取 m=2.5mm（4）计算传动尺寸中心距为a 1= m（Z1 + Z）/2cos B =2.5 x （23 + 101）mm/（2 x cos12）=158.46mm圆整，取a=160mm则螺旋角为B =arccos m n（Z1 + Z2）/2a 1= arcos2.5 x （23 + 101）mm/（2x 160）=14.362 o因

16、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/ Z 1+ 1/ Z 2）cos B =1.88 - 3.2（1/ 23 + 1/ 101）cos14.362 =1.66K=1.505 p =0.318 9 d Zitan B =0.318 x 1.1 x23x tan 14.362 o=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 =0.985d 1t 三2KT/ 9 dX （u + 1）/u x （ZeZHZc乙/ Z h）1/32 X 1.505 X 5438

17、0/1.1 X （4.4 + 1）/4.4 X （189.8 X 2.43 X 0.775 X 0.985/445）1/3mm=48.53mm精确计算圆周速度为V= n d1t n/60 X 1000= n X 48.53 X 576/60 X1000m/s=1.46m/s,由图8-6查得动载荷系数Kv=1.13, K值不变m n= d 1cos B /Z1=48.53mnX cos14.362 o/23=2.04mm 按表8-23，取m=2.5mm则咼速级的中心距为a 1= m（Z1 + Z2）/2cos B =2.5 X （23 + 101）mm/（2 X cos14.362 o）=160

18、mmd1t = 48.53mmm=2.5mma1=160mm则螺旋角修正为|B =arccos m n（Z1 + Z）/2a= arcos2.5 X （23 + 101）mm/（2 X 160）=14.362 o 修正完毕，故d 1= mnZ/cos B =2.5 X 23/ cos14.362 omm=59.355mmd 2= mnZVcos B =2.5 X 101/ cos14.362 mm=260.545mmb= dd1=1.1 X 59.355mm=65.29mm 取 b=66mm b 1=b+ （5 10）mm取 b=75mmB =14.362。 d1=59.355mmd2=65.

19、29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根 弯曲疲劳强 度齿根弯曲疲劳强度条件为Z F=2KT/bmnd1 X YfYsYYb 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Z v1=Z1/（cos B ）3=23/（cos14.362 o）3=25.3Z v2=Z/（cos B ）3=101/（cos14.362 o）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

20、.87（6）许用弯曲应力【Z 】F=Yn Z FLim/S F由图8-4f、b查得弯曲疲 劳极限 应力为Z FLim1=215MPa, Z FLim2=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 =Yn1Z FLim1/SF=1X 215/1.25MPa=172MPs 【Z 】f2 =YN2 Z FLim2/S f=1 X 170/1.25MPa=136MPc Z F1=2KT/bmnd1 X Y1Ys1Y Yb =2X 1.505 X 54380/ （ 66 X 2.5 X 59.355） X 2.61 X 1.59

21、X 0.71 X 0.87MPa=42.8MPer Z F1 Z F2= Z f1Yf1Ys1/Yf2Ys2=42.8 X 2.22 X 1.81/（2.61 X 1.59）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/cos B =2.5/cos14.362 omm=2.58065mm 齿顶咼 h a= ham=1x 2.5mm=2.5mm齿根高 h f= （h a + c ）mn=（1 + 0.25） x 2.5mm=3.125mm 全齿高 h= h a+ hf=2.5mm 3.125mm=5.625mm 顶隙 c=c m=0.25 x 2.5m

22、m=0.625mm齿顶圆直径为d ai=di+ 2ha=59.355mn+ 2 x 2.5mm=61.355mmd a2=ck+ 2ha=260.645mn+ 2 x 2.5mm=265.645mm齿根圆直径为d fi =di 2hf=59.355mm- 2x 3.125mm=53.105mmd f2=d2 2hf=260.645mn 2x 3.125mm=254.395mmm=2.58065mm ha=2.5mm hf=3.125mm h=5.625mm c=0.625mmdai=61.355mm da2=265.645mmdfi=53.105mm df2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿

23、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=217255HBWV HBW=162217HBW.平均硬度 HBW=236, HBW=190. HBW HBW=46 HBWV在 30 50 HBW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d 3 三2KT3/ 9 dX （u + 1）/u X （ZeZhZZb/ Z h）1/3 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=1.11.8,初选K=1.4 由表8-18，取齿宽系数9 d=1.1 由表8

24、-19，查得弹性系数Ze=189.8 VMPa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=i 2=3.26 初选 Z3=25,则 Z4=uZ=3.26 X 25=81.5,取 Z4=82，则端面重 合度为 a=1.88 3.2（1/ Z 3 + 1/ Z 4）cos B =1.88 3.2（1/ 25 + 1/ 82）cos11 =1.68 b =0.318 9 d Zatan B =0.318 x 1.1 x 23x tan 11 =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=0.99Z H= Z N Z Hli

25、m/S H由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 Z Hiim3=580MPa, ZHlim4=390MPaN 3=60n2aL.=60x 130.9 x 1.0 x 2x 8x 250x 8=2.513 x 108 N 4= Ns/i 2=2.513 x 108/3.26=7.71 x 107由图8-5查得寿命系数 Zn3=1.14, Z n4=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= Z N3 Z Hiim3/S h=1.14 x 580MPa/1=661.2MPaS H3=661.2MPa Z h3= Zn4Z Hiim4/Sh=1.2 x 390MPa/1=468MPad1t 三2KT/ 9 dX （u + 1）/u x （ZeZHZcZb/ Z h）1/32X 1.4 X 54380/1.1 X （4.4 + 1）/4.4 X （189.8 X 2.