套一二级斜齿说明书-前带后联

目 录一、设计任务书 11.1 初始数据 11.2 设计步骤 1二、传动装置总体设计方案 22.1 传动方案特点 22.2 计算传动装置总效率 2三、电动机的选择 23.1 电动机的选择 23.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3四、计算传动装置的运动和动力参数 4五、齿轮传动的设计 5六、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 196.1 输入轴的设计 196.2 中间轴的设计 246.3 输出轴的设计 28七、键联接的选择及校核计算 327.1 输入轴键选择与校核 327.2 输出轴键选择与校核 32八、轴承的选择及校核计算 338.1 输入轴的轴承计算与校核 338.2 中间轴的轴承计算与校核 348.3 输出轴的轴承计算与校核 35九、联轴器的选择 35十、减速器的润滑和密封 3610.1 减速器的润滑 3610.2 减速器的密封 37十一、减速器附件及箱体主要结构尺寸 3811.1 附件的设计 3811.2 箱体主要结构尺寸 40设计小结 41参考文献 41一、设计任务书1.1 初始数据设计二级圆柱齿轮减速器，连续工作，单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，小批量生产工作年限：8年，每天工作班制：1班制，每年工作天数：300天，每天工作小时数：8小时。

三相交流电源,电压380/220V运输带拉力F（KN）1.8运输带工作速度V（m/s）2.35卷筒直径D（mm）3401.2 设计步骤1、传动装置总体设计方案2、电动机的选择3、计算传动装置的运动和动力参数4、齿轮传动的设计5、传动轴和传动轴承及联轴器的设计6、键联接的选择及校核计算7、轴承的选择及校核计算8、联轴器的选择9、减速器的润滑和密封10、减速器附件及箱体主要结构尺寸二、传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成2.特点：齿轮相对于轴承对称分布3.确定传动方案：二级圆柱齿轮减速器2.2 计算传动装置总效率弹性联轴器：球轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度7级）传动滚筒效率：电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:三、电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率pw:Pw= 1.8×2.35/1000=4.23KW电动机所需工作功率为:Pd= 4.23/0.868=5.02KW工作机的转速为:nw = 60×1000×2.35/(π×340)=132.07 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比i=9～25，电动机转速的可选范围为nd = ia×nw =(9～25)×132.07= 2377.26～13207r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132S1-2的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=2900r/min，同步转速2900r/min电动机主要外形尺寸：3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (一)确定传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为＝nm/nw＝2900/132.07＝iα9 则减速器的传动比为：iα （二）分配减速器的各级传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为(12.95/1.4)1/2=3.04从而高速级传动比为1.4×3.04=4.26表4-1（传动比分配）总传动比电机满载转速输入轴-中间轴中间轴-输出轴滚筒转速12.952900r/min=4.26=3.04132.07r/min四、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速: 输入轴：n1 = nm=1705.88r/min 中间轴：n2 = n1/i12 =1705.88/4.26 = 400.44r/min 输出轴：n3 = n3/i23= 400.44/3.04= 131.72r/min 工作机轴：n4 = n3 = 131.72r/min（2)各轴输入功率:输入轴：P1 = Pd×h1 = 5.02×0.99 = 4.82 KW中间轴：P2 = P1×h2×h3 = 4.82×0.99×0.98 =4.68KW 输出轴：P3 = P1×h2×h3 = 4.68×0.99×0.98 =4.54KW 工作机轴：P4 = P3×h2×h2×h4×h5 = 4.54×0.99×0.99×0.99×0.96 =4.23KW(3)各轴输入转矩:输入轴：T1=9550×=9550× 4.82/1705.88=26.98N·m中间轴：T2=9550×=9550×4.68/400.44=111.61N·m 输出轴：T3=9550×=9550×4.54/131.72=329.16N·m工作机轴：T4=9550×=9550×4.23/131.72=306.68N·m轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(N·m)输入轴4.82 1705.8826.98中间轴4.68400.44 111.61输出轴4.54131.72329.16卷筒轴4.23131.72306.68五、V带的设计1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×5.02 kW = 5.52 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用A型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1由表，取小带轮的基准直径dd1 = 100 mm 2）验算带速v按课本公式验算带的速度V带=π×100×2900/(60×1000)=15.18m/s 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适 3）计算大带轮的基准直径根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2 = i0dd1 = 1.7×100=170mm 根据课本查表，取标准值为dd2 =180mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 400 mm 2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0≈ =2×400+π×(180+100)/2+(180-100)2/(4×400) ≈1243.6mm 由表选带的基准长度Ld =1245mm 3）按课本公式计算实际中心距a0a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400 + (1245 - 1243.6)/2 mm ≈400.7mm5.验算小带轮上的包角a1a1 ≈ 180°- (dd2-100)×57.3°/a = 180°-（180-100)×57.3°/400.7≈ 168.56°> 120°6.计算带的根数z <由[1]P158式(8-22)> P0 —基本额定功率 P0=1.61(kW)P1—额定功率的增量 ΔP0=0.02(kW)—包角修正系数Kα=0.95—长度系数 KL=1.025.52/1.61=3.43取Z=4根7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = 80.16 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 891.75 N9.主要设计结论带型A型根数5根小带轮基准直径dd1100mm大带轮基准直径dd2180mmV带中心距a400.7mm带基准长度Ld1245mm小带轮包角α1168.56°带速15.18 m/s单根V带初拉力F080.16N压轴力Fp891.75N六、齿轮传动的设计6.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

2）一般工作机器，选用7级精度3）选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 = 103则齿数比（即实际传动比）为103/24=4.29与原要求仅(4.29-4.26)/3.5×100%=0.7%±≤5%故可以满足要求4）初选螺旋角b = 14°5）压力角a = 20°2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt = 1.6②计算小齿轮传递的转矩T1 = 26.98 N.m③选取齿宽系数φd =1.19④由图查取区域系数ZH = 2.44⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°aat1 = arccos[z1cosat/(z1+2han*cosb)] = arccos[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)] = 29.982°aat2 = arccos[z2cosat/(z2+2han*cosb)] = arccos[103×cos20.561°/(103+2×1×cos14°)] = 26.57°端面重合度：ea = [z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)]/2π = [24×(ta400.44.982°-tan20.561°)+103×(tan26.57°-tan20.561°)]/2π = 1.78轴向重合度：eb = φdz1tanb/π = 1×24×tan(14°)/π = 1.905重合度系数：Ze = = =0.72⑦由式可得螺旋角系数Zb = = = 0.985⑧计算接触疲劳许用应力[sH]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。

计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×1705.88×1×1×8×300×8 = 1.97×109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.97×109/4.29 = 4.62×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.86、KHN2 = 0.88取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[sH]1 = = = 516 MPa[sH]2 = = = 484 MPa取[sH]1和[sH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[sH] = [sH]2 = 484 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 ={2×1.6×26.98×1000/1×(4.29+1)/4.29×(2.44×189.8×0.671/484)2}1/3 = 44.54mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vv = =π×44.54×1705.88/(60×10。