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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F=4667NPw=2.94KWη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=0.859PO=PW/η总=2.94/0.859Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Ped=4kwη总=0.859PO=3.42KwPed=4kw3.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-4nw=40.13r/minNm=1440r/min1.3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=35.88i总=35.882.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=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.261.4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/minn1=no/i带=1440/2.5r/min=576r/minn2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/minno=1440r/minn1=576r/minn2=130.9r/minn3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/minnw=n3=40.15r/minn3=40.15r/minnw=40.15r/min2各轴功率P1=POη0-1=POη带=3.42×0.96kw=3.28kwP2=P1η1-2=P1η轴承η齿=3.28×0.99×0.97kw=3.15kwP3=P2η2-3=P2η轴承η齿=3.15×0.99×0.97kw=3.02KWPW=P3η3-W=P3η轴承η联=3.02×0.99×0.99kw=2.96kwP1=3.28kwP2=3.15kwP3=3.02KWPW=2.96kw3.各轴转矩T0=9550×(PO/n0)=9550×(3.42/1440)N·m=22.68N·mT1=9550×(P1/n1)=9550×(3.28/576)N·m=54.38N·mT2=9550×(P2/n2)=9550×(3.15/130.9)N·m=229.81N·mT3=9550×(P3/n3)=9550×(3.02/40.15)N·m=718.33N·mTW=9550×(PW/nW)=9550×(2.96/40.15)N·m=704.06N·mT0=22.68N·mT1=54.38N·mT2=229.81N·mT3=718.33N·mTW=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=4.1kwPd=4.1kw2.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=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速度V带=πdd1n0/60×1000m/s=7.54m/svmax=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）a02（dd1＋dd2）,初步确定中心距，即0.7×（100＋250）mm=245mma02×（100＋250）mm=700mm为使结构紧凑，取偏低值，a0=350mmV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=342.21mma0=350mmLd=1250mma=342.21mm6.计算小带轮包角a1=180o－（dd1－dd2）/a×57.3o=154.88o120oa1=154.88o120o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=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=119.45NF0=119.45N9.计算作用在轴上的压力Q=2zF0sina/2=2×4×119.45N×sin154.88oo/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）×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=1.106×109N2=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=23Z2=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=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=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mnmn=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×K=1.505160)]=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.