二级斜齿圆柱齿轮减速器

1/291.传动装置的总体方案设计。1.1传动装置的运动简图及方案分析。1.1.1运动简图1.1.2方案分析。⑴合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。⑵带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级、⑶齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。1.2电动机的选择。1.2.1电动机的类型和结构型式。本减速器在常温下连续工作，单向运动载荷变化不大，故选用Y系列三相交流异步电动机380v1.2.2确定电动机的功率工作机所需功率：Pw=pv=7*0.8=5.6kw电动机的工作功率：P=电动机到卷筒轴的总效率为：ηa=η1***η4*η5查【2】表3-4得：η1=0.93（V带轮传动）、η2=0.98（滚子轴承）、η3=0.97（圆柱齿轮传动7级精度）、2/29η4=0.99（联轴器）、η5=0.96（滚筒）所以有ηa=0.783所以P0=7.152kw1.2.3确定电动机的转速滚筒工作转速为：nw==38.217根据传动比的推荐值取v带传动比=2~4圆柱齿轮传动比=3~5则总传动比的合理范围为=18~10，电动机的转速可选范围为：=nw=687.906~382.171.2.4确定电动机型号综合考虑减轻电动机及其传动装置的重量和节约资金选用Y132M-4型电动机型号额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5kw14402.22.21.3计算总传动比和分配各级传动比。1.3.1确定总传动比总传动比：==37.6801.3.2分配总传动比=分别是v带轮、高速机齿轮、低速级齿轮的传动比初取=11.2则=3.364查【2】表3-5得=4=2.81.4计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1计算各轴的转速将各轴由高速向低速分别定为轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴3/29轴：=428.062r/minⅡ轴：=107.016Ⅲ轴：=38.22滚筒轴：=38.21.4.2计算各轴的功率：轴：PⅠ=η额η1η2=6.696kwⅡ轴：PⅡ=PⅠη2η3=6.235kwⅢ轴：PⅢ=PⅡη2η3=5.806kw滚筒轴：PⅣ=PⅢη4=5.748kw1.4.3计算各轴转矩：电动机轴：=49.740N·m轴：=149.387N·mⅡ轴：=556.405N·mⅢ轴：=1451.490N·m滚筒轴：=1436.248N·m2传动零部件的设计计算以下计算都是按照电动机额定功率计算得到的数值，计算所得数据是此减速器更为安全2.1带传动4/292.2.1确定计算功率并选择v带带型查【1】表8-7得工作情况系数KA=1.2∴计算功率Pca=1.2×7.5kw=9kw由计算功率Pca=9kw小带轮转速1440查【1】图8-11选取A型带2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速。⑴初选带轮的基准直径由【1】表8-6、8-8得dd175mm取80mm⑵验算带速v按【1】式8-13计算：v==6.029m/s∵5m/sv25m/s故带速合适⑶计算大带轮的直径dd2dd2=dd1=269.12允许误差为±5%因为齿轮传动比允许范围为（3.196，3.532）查【1】表8-8可取大带轮基准直径dd2=280mm既=3.5∈（3.196，3.532）故合适2.1.3确定v带的中心距a和基准长度Ld⑴由【1】式8-20，中心距a0满足：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）即a0[252,720]mm初定中心距=400mm⑵计算基准长度Ld由【1】式8-22Ld0=1365.216mm由【1】表8-2选取带的基准长度Ld=1400mm⑶计算中心距a及其取值范围。按【1】表8-23计算实际中心距a5/29417mm=396mm=459mm中心距的变化范围为（396，459）mm2.1.4验算带轮包角α由【1】式8-25得α=152.518故α符合要求2.1.5计算带的根数z⑴计算单根v带的额定功率Pr由n1=1440dd1=80mm查【1】表8-4a可得P0=0.68kw由n1=14403.5查【1】表8-4b得：0.16kw由【1】表8-5得：kα=0.925由【1】表8-2得：kl=0.97由【1】式8-19得=0.754kw⑵计算带的根数z11.36取12根因为z10所以应选去截面积更大的B型带，以下按B型带重新计算：2.1.1确定计算功率并选择v带带型由以上验算可知选B型带2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速。6/29⑴初选带轮的基准直径由【1】表8-6、8-8得dd1125mm取125mm⑵验算带速v按【1】式8-13计算：v==9.42m/s∵5m/sv25m/s故带速合适⑶计算大带轮的直径dd2dd2=dd1=420.5mm允许误差为±5%因为齿轮传动比允许范围为（3.196，3.532）查【1】表8-8可取大带轮基准直径dd2=400mm既=3.2∈（3.196，3.532）故合适2.1.3确定v带的中心距a和基准长度Ld⑴由【1】式8-20，中心距a0满足：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）即a0[367.5,1050]mm初定中心距=600mm⑵计算基准长度Ld由【1】式8-22Ld0=2024.263mm由【1】表8-2选取带的基准长度Ld=2000mm⑶计算中心距a及其取值范围。按【1】表8-23计算实际中心距a576mm=546mm=636mm7/29中心距的变化范围为（546，636）mm2.1.4验算带轮包角α由【1】式8-25得α=152.643故α符合要求2.1.5计算带的根数z⑴计算单根v带的额定功率Pr由n1=1440dd1=125mm查【1】表8-4a可得P0=2.18kw由n1=14403.5查【1】表8-4b得：0.45kw由【1】表8-5得：kα=0.925由【1】表8-2得：kl=0.98由【1】式8-19得=2.384kw⑵计算带的根数z3.775取4根带z故合适2.1.6确定带的初拉力和压轴力。⑴计算单根v带的初拉力最小值由【1】表8-3得q=0.18kg/m由【1】式8-27有=219.321N应满足实际初拉力对于新装的v带，初拉力应为1.58/29∴=1.5=1705.440N⑵设计轴压力Fp。由【1】图8-13可得：=1705.440N2.1.7带轮的结构设计。带型包角V带根数基准直径材料结构大带轮B152.518°4125mmHT200实心式小带轮B152.518°4400mmHT200孔板式2.2齿轮传动2.2.1选取精度级，材料及齿数⑴输送机为一般工作机器，速度不高；故选用7精度等级（GB10095-88）⑵选择材料由【1】表10-1选择小齿轮（包括高速级和低速级）的材料为40Cr（调质）硬度为280HBS；两个大齿轮（包括高速级和低速级）材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS⑶确定齿数高速级：选取小齿轮齿数z1=24则z2=z1=96齿数比u==4低速级：选取小齿轮齿数z1=30则z2=z1=84齿数比u==2.8⑷选取螺旋角。高速级低速级齿轮螺旋角都选择14°2.2.2齿轮强度设计。……………………………………对于高速级齿轮：……………………………………⑴按齿面接触强度设计。按【1】式10-21计算①确定计算公式内的各计算数值1.试选Kt=1.6。9/292.由【1】图10-30选取区域系数ZH=2.4333.由【1】图10-26得εα1=0.78，εα2=0.86，εα=εα1+εα2=1.644.许用接触应力。由【1】式10-13计算应力循环次数=1.500×109=3.75×108由【1】图10-19取解除疲劳寿命系数KHN1=0.90KHN2=0.95由【1】图10-21d按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限=600Mpa=550Mpa取失效率为1%，安全系数s=1，由【1】时10-12得：=540Mpa=522.5Mpa=531.25Mpa5.小齿轮的传递扭矩由前面的计算知T1=1.494×105N·mm6.由【1】查10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8②计算1.计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算式得d1t68.166mm2.计算圆周速度m/s3.计算齿宽b及模数mnt10/29=68.166mm=2.756mm齿高h=2.55mnt=6.201mm=10.9934.计算纵向重合度εβ。=1.9035.计算载荷系数K。已知使用系数KA=1根据v=1.527m/s，7级精度齿轮；由【1】图10-8查得动载系数KV=1.08；由【1】表10-4查得KHβ=1.423；由【1】图10-13查得KFβ=1.353；由【1】表10-3查得KHα=KFα=1.4；故载荷系数：=2.1526.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由【1】式10-10a得：=75.245mm7.计算模数mn=3.042mm⑵按齿根弯曲强度设计。有【1】式10-17有：11/29①确定计算参数。1.计算载荷系数。=2.0462.根据纵向重合度εβ=1.903从【1】图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.883.计算当量齿数=26.27=105.094.查取齿形系数由【1】表10-5查得：YFa1=2.592；YFa2=2.1855.查取应力校正系数由【1】表10-5查得：YSa1=1.596；YSa2=1.7956.由【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380Mpa；7.由图10-8取弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.91；KFN2=0.968.计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4；由【1】式10-12=325MPa[=260.571MPa9.计算大、小齿轮的并加以比较=0.012728712/29=0.0150518大齿轮的数值大②代入数值计算mn2.006mm对比计算结果，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mn=2.5mm，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=75.245mm来计算应有的齿数。于是有=29.204取Z1=29；则Z2=Z1=116……………………………………对于低速级齿轮：……………………………………………⑴按齿面接触强度设计。按【1】式10-21计算①确定计算公式内的各计算数值1.试选Kt=1.6。2.由【1】图10-30选取区域系数ZH=2.4333.由【1】图10-26得εα1=0.8，εα2=0.87，εα=εα1+εα2=1.674.许用接触应力。由【1】式10-13计算应力循环次数=3.750×108=1.339×108由【1】图10-19取解除疲劳寿命系数KHN1=0.93KHN2=0.96由【1】图10-21d按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限=600Mpa=550Mpa13/29取失效率为1%，安全系数s=1，由【1】时10-12得：=558Mpa=528Mpa=543Mpa5.小齿轮的传递扭矩由前面的计算知T1=5.564×105N·mm6.由【1】查10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8②计算：1.计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算式得d1t107.159mm2.计算圆周速度m/s3.计算齿宽b及模数mnt=107.159mm=3.47mm齿高h=2.55mnt=7.808mm=13.7254.计算纵向重合度εβ。=2.3795.计算载荷系数K。已知使用系数KA=1根据v=0.600m/s，7级精度齿轮；14/29由【1】图10-8查得动载系数KV=1.03；