二级齿轮减速器 机械设计课程设计

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一、 传动装置的总体设计

1. 分析确定传动方案

(1)组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。

(2)特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

(3)确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大 其传动方案如下：

根据设备的平稳性要求，拟采用在高速级齿轮传动中采用斜齿圆柱齿轮传动，低速级采用直齿圆柱齿轮传动，因为齿轮相对于轴承为不对称分布，要求轴有较大的刚度，而且齿轮布置在远离输入输出轴的位置，以减少载荷沿齿向分布不均匀的现象。 设计原始要求：

传送带的初拉力：F=2200N 传送带卷筒直径：d=250mm 传送带带速：v=0.9m/s

关于减速器的生产和工作的要求：

机器产量为大批量；

机器工作环境为啤酒装箱线； 机器载荷特性为平稳载荷；

机器最短工作年限为十年二班。 2.选择电动机

（1）选择电动机的类型和结构形式

由于生产单位一般多采用三相交流电源，而三相异步电动机的使用较为广泛，因此采用三相异步电动机。 （2）选择电动机的容量（功率） 首先，计算工作机的有效功率：

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F v2200×0.9

==1.98Kw 式中： F——传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2200N； v——传送带的带速，由设计原始数据，v=0.9m/s。 从原动机到工作机构的总效率：

22

ηΣ=η1×η42×η3×η4=0.8511

Pw=

式中：

——联轴器传动效率，由参考文献[1]P81页表9.1，η1=0.993； ——轴承传动效率，由参考文献[1]P81页表9.1， η2=0.99; ——齿轮啮合效率，由参考文献[1]P81页表9.1， η3=0.97；； ——卷筒传动效率，由参考文献[1]P81页表9.1 ， η4=0.955；。

于是，可以计算得到电动机的计算功率：

Pw

Pd==2.33Kw

Σ

（3）选择电动机转速： 工作机转速：

1000×60×vnw==68.79 r min

式中：v——传送带边缘速度，由设计原始数据，v=0.9m/s ;

d——传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=250mm; 由参考文献[1]P88页表9.2，两级齿轮传动

，所以电动机的转速范

围为： n=i×nw=550~2751 r/min

符合这一范围的同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。

根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献[1]P142页表14.1，选定电动

3.确定传动装置总传动比和分配传动比

（1）确定总传动比iΣ;

根据电动机满载转速和工作机的转速关系，可得到总传动比为：

n940iΣ===13.66

w（2）根据传动比分配原则，高速级传动比 i1=1.3~1.5 i2

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于是可以得到高速级传动比为：

i1=Σ=4.2~4.53

于是取i1=4.3, 同时可以取得:

iΣ

i2==3.2

14.计算传动装置的运动参数和动力参数 （1）各轴转速：

轴： n ＝nm＝940r/min 轴： nⅡ＝nⅠ/i　＝960/4.3＝218.6r/min 1

轴： nⅢ＝ nⅡ/ i2＝218.6/3.2=68.31r/min 卷筒轴：n卷=nⅢ=68.31r/min （2）计算各轴的输入功率：

轴： P1=Pd×η1=2.31kw 轴： P2=P1×η2×η3=2.22kw

轴： P3=P2×η2×η3=2.13kw 卷筒轴： P卷=P3×η1×η2=2.02kw （3）计算各轴的输入转矩： 电动机轴的输入转矩为：

Td=9.55×106×

Pd

=2.37×104N mm w

所以：

轴： T1=Td×η1=2.35×104N mm

轴： T2=T1×η2×η3×i1=9.72×104N mm

轴： T3=T2×η2×η3×i2=2.99×105N mm 卷筒轴： T卷=T3×η1×η2=2.93×105N mm

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二、传动件设计

考虑到卷筒为一般机械，故设计时采用闭式齿轮传动。 1. 齿轮材料及热处理方式

小齿轮均采用材料为40Cr, 采用调质处理，查参考资料【2】P92,表6.2可得，强度极限σb=700MPa，屈服极限为σs=500MPa，硬度值为241~286HBW，取平均值为263HBW。考虑到最小不根切齿数，以及结构尺寸要求，取z1=20，z3=25。

大齿轮考虑到硬度因素，采用45钢调质处理，查参考资料【2】P92表6.2可得，强度极限σb=640MPa，屈服极限为σs=350MPa，硬度值为217~255HBW，取平均值230HBW。再考虑到传动比i1=4.3、i2=3.2,大齿轮齿数为z2=20×4.3=86、z2=20×3.2=80。

齿轮精度：

按GB/T10095.1~10095.2－2001，均选择8级精度。 2. 根据所选参数对上述参数进行修正得到实际用于计算的参数值如下表：

电动机满载转速为：940r/min 工作机理论转速：

n

n0==68.31r min

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传动比变化率：

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Δ=

nw n0

=0.69% w

满足传动比变动范围。 3.确定齿轮的设计方法

由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。

4.高速级齿轮，初定齿轮的基本结构尺寸

根据设计原则，采用软齿面闭式齿轮传动，采用齿面疲劳强度进行设计，由参考文献【2】P112式6.21可得：

3

d1t

2KtT1

d

u 1ZHZEZ Z 2 () u[ H]

式中：(1)T1--------小齿轮传递的转矩，T1=2.35×104N mm

(2)Φd--------齿宽系数，查参考文献【2】P104表6.6可得非对称布置的系数为0.6~1.2，由于是斜齿，可以采用齿宽系数为1；

(3)Kt-------载荷系数，查参考文献【2】P94到P99,由于v未知， 暂取为1.65；

(4)u--------高速级传动比，设计中u=4.3；

(5)ZE-------材料弹性系数，查参考文献【2】P103表6.5，取值为189.8 ;

(6)初选螺旋角β=15°，由参考文献【2】图6.15可得，节点区域系数为ZH=2.43。

(7)由于齿数已知，且采用不变位齿轮，故查参考文献【2】式6.1， 端面重合度：

11

εα= 1.88 3.2 + ×cosβ=1.625

12

轴面重合度：

bsinβεβ==0.318Φdz1tanβ=1.7

n

由参考文献【2】图6.16，可以查的重合度系数Zε=0.775

(8)由参考文献【2】图6.26查的，分度圆螺旋角系数β=0.984。 (9)许用应力由参考文献【2】式6.26确定

σHlimZN

σ H=

N

分别由参考文献【2】图6.29可得：σHlim1=720MPa、σHlim2=500MPa 齿轮1、2的应力循环次数分别为：

N1=60n1aL10h=2.26×109

N1

N2==5.25×108

1由参考文献【2】图6.30查的寿命系数为ZN1=1, ZN2=1.1。

由参考文献【2】表6.7查的安全系数为：SH=1.0,可得：

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[σ]H1[σ]H2

ZN1×σHlim1==720MPa

H

ZN2×σHlim2==550MPa