二级齿轮传动论文解读.docx
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二级齿轮传动论文解读
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池州职业技术学院
池州职业技术学院
机械设计课程
带式输送机设计说明书
姓
名：
余小钊
系
部：
机电系
专
业：
机电一体化
班
级：
10机电2
指导教师：
王彬
明德强能创新立业
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池州职业技术学院
摘要
迄今为止，世界各国都在大力推广机电一体化技术。
在人们生活的各个领域已得到广泛的应用，并以蓬勃的生机向前发展，不仅深刻地影响着全球的科技、经济、社会和军事的发展，而且也深刻影响着机电一体化的发展趋势。
现代科学技术的发展极大地推动了不同学科的交叉与渗透,引起了工程领域的技术改造与革命。
在机械工程领域,由于微电子技术和计算机技术的迅速发展及其向机械工业的渗透所形成的机电一体化,使机械工业的技术结构、产品机构、功能与构成、生产方式及管理体系发生了巨大变化,使工业生产由“机械电气化”迈入了“机电一体化”为特征的发展阶段。
关键词】：
机电一体化技术、历史、应用、发展趋势
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一、题目及总体分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4
二、各主要部件选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5
三、电动机选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯5
四、分配传动比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6
五、传动系统的运动和动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7
六、设计高速级齿轮⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯8
七、设计低速级齿轮⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13
八、链传动的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17
九、减速器轴及轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯25３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯30十、润滑与密封⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯36十一、箱体结构尺寸⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯37十二、设计总结⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯39十三、参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯40
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一.题目及总体分析
题目：
设计一个带式输送机的减速器
给定条件：
由电动机驱动，输送带的牵引力F7000N，运输带速度v0.5m/s，运输机滚筒直径为D290mm。
单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。
工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工
作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。
减速器类型选择：
选用展开式两级圆柱齿轮减速器。
特点及应用：
结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。
高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。
高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。
Ⅳ
整体布置如下：
图示：
5为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。
辅助件有:
观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。
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.各主要部件选择
部件
因素
选择
动力源
电动机
齿轮
斜齿传动平稳
高速级做成斜齿，低速级
做成直齿
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器
结构简单，耐久性好
弹性联轴器
链传动
工作可靠，传动效率高
单排滚子链
3.电动机的选择
目的
过程分析
结论
类型
根据一般带式输送机选用的电动机选择
选用Y系列封闭式三相异步电动机
工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝7000N×0.5m/s
电动机输出功率为
圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为η1＝0.972
4
滚动轴承传动效率（四对）为η2＝0.984弹性联轴器传动效率η3＝0.99
P'4374.6W
功率
输送机滚筒效率为η4＝0.97
链传动的效率η5＝0.96
电动机输出有效功率为
P'Pw70000.54374.6W
P'244374.6W
123450.9720.9840.990.970.96
查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下
选用
型号
额定功率p=5.5kW
满载转速1440r/min
同步转速1500r/min
型号Y132S-4封闭
式三相异步电动机
4.分配传动比
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目的
过程分析
结论
传动系统的总传动比inm其中
i是传动系统的总传动比，多级串联传
i13
nw
i214.6
动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，
r/min；nw为工作机输入轴的转速，
r/min。
ih4.2
计算如下nm1440r/min,nw
60v600.5
il3.5
d3.140.29
n1440
im43.7
分
nw32.95
配
传动
取i13
比
i43.7
i214.6
2i13
i2ilih
取il3.5,ih4.2
i:
总传动比i1：
链传动比il：
低速级齿轮传动比ih：
高速级齿轮传
动比
5.传动系统的运动和动力参数计算
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目的
过程分析
结论
传动系统的运动和动力参数计算
设：
从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、；对应各轴的输入功率分别为、、、对应名轴的输入转矩分别为、、、；相邻两轴间的传动比分别为
、；相邻两轴间的传动效率分别为、、。
；
、
轴号
电动机
两级圆柱减速器
工作机
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n（r/min）
n0=1440
n1=1440
n2=342.86
n3=97.96
n4=32.65
功率P（kw）
P=5.5
P1=4.244
P2=4.034
P3=3.834
P4=3.607
转矩
T（N·m）
T1=28.146
T2=112.39
0
T3=373.869
T4=1055.326
两轴联接
联轴器
齿轮
齿轮
链轮
传动比i
i01=1
i12=4.2
i23=3.5
i34=3
传动效率η
η01=0.99
η12=0.97
η23=0.97
η34=0.96
6.设计高速级齿轮
1．选精度等级、材料及齿数，齿型
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1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮
2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.2×24=100.8,取Z2=101。
5）选取螺旋角。
初选螺旋角14
2．按齿面接触强度设计
按式（10－21）试算，即d1t32ktTtu1（ZHZE）2
1tdu[H]１）确定公式内的各计算数值
（１）试选Kt1.6
（２）由图１０－３０，选取区域系数ZH2.433
（３）由图１０－２６查得10.7820.87
121.65
（４）计算小齿轮传递的转矩
T195.5150P1n/195.55104.244/144042.N8m1m4610
（５）由表１０－７选取齿宽系数d1
（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2
（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa
（８）由式１０－１３计算应力循环次数
N160njLh6014401（163008）3.3210999
N23.32109/4.20.790109
（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90KHN20.95
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（１０）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得
[H1]KHN1Hlim10.9600MPa540MPa
H1S
[H2]KHN2Hlim20.95550MPa522.5MPaH2S
[H]（[H1][H2]）/2（540522.5）/2MPa531.25MPa
）计算
（１）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
89.8
47
104.
td
２）计算圆周速度
d1tn1
601000
37.101440
601000
2.8m/s
３）计算齿宽ｂ及模数mnt
bdd1t137.1037.10mm
mnt
d1tcos37.10Z124
h2.2mn5t2.251.m5m0
b/h37.10/3.37510.99
４）计算纵向重合度
0.318dZ1tan0.318124tan141.903
５）计算载荷系数K
已知使用系数KA1
根据v1.2m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数KV1.11
由表１０－４查得
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223
KH1.120.18（10.6d2）d20.2310b
223
1.120.18（10.612）120.2310337.101.417由图１０－１３查得KF1.34
KF
假定At100N/mm，由表１０－３查得KHKF1.4
b
故载荷系数KKAKVKHKH11.111.41.422.21
（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
d1d1t3K/Kt37.1032.21/1.641.32mm
７）计算模数mn
mn
d1cos41.32co1s.16m47m
Z1
24
3．按齿根弯曲强度设计
由式１０－１７mn
2KT1Ycos2YFYS
１）确定计算参数
计算载荷系数
KKAKVKFKF11.111.41.342.08
２）
根据纵向重合度
1.903，从图１０－２８查得螺旋角影响系数
Y0.88
３）
计算当量齿数
ZV1
Z1
cos3
2426.27
cos314
４）
Z2
ZV2cos3
查取齿形系数
由表１０－５查得
101110.56
cos314
YFa12.592YFa22.172
５）查取应力校正系数
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由表１０－５查得YSa11.596YSa21.798
FE1500MPa
６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa
７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数
KFN10.85KFN20.88
８）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由式１０－１２得
[F]1
KFN1FE1
S
0.85500
1.4
303.57MPa
[F]2
KFN2FE2
S
0.88380
1.4
238.86MPa
９）计算大小齿轮的
YFaYSa
[F]
Y[Fa1FY]S1a12.539023.517.5960.01363
YFa2YSa2
[F]2
2.1721.798
238.86
0.01635
大齿轮的数据大
２）设计计算
mn
0.016351.186mm
322.082.81461040.88cos214
12421.65
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＝1.5mm，已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳
强度算得的分度圆直径d141.3m2m来计算应有的齿数。
于是有
Z1
d1cos
mn
1.5
o2s61.47
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取Z127，则Z2i1Z14.227113.4114
4．几何尺寸计算
１）
计算中心距a（Z1Z2）mn
2cos
（27114）1.5108.99mm
2cos14
将中心距圆整为109mm
２）按圆整后的中心距修正螺旋角
arccos
（Z1Z2）mn
2a
arccos
（27114）1.5
2109
14.03
因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。
３）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1
Z1mncos
271.5
cos14.03
41.75mm
d2
176.25mm
Z2m21141.5
coscos14.03
４）计算大、小齿轮的齿根圆直径
df1d12.5mn41.752.51.538mm
df2d22.5mn176.252.51.5172.5mm
５）计算齿轮宽度
bdd1141.7541.75mm
圆整后取B245mm；B150mm
5．验算
Ft2dT1
d1
228146
41.75
1348.3N
KAFt
b
11348.3
41.75
32.3N/mm100N/mm
合适
7.设计低速级齿轮
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1．选精度等级、材料及齿数，齿型
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮
2）材料选择．小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调
质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.5×24=84。
2．按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即
d1t2.323ktTd1
u1ZE2
u（[H]）
１）确定公式各计算数值
１）试选载荷系数Kt1.3
２）计算小齿轮传递的转矩
T195.5105P2/n295.51054.034/342.86
11.239104Nmm
３）由表１０－７选取齿宽系数d1
４）由表１０－６查得材料的弹性影响系数ZE198.8MPa1/2５）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa
６）由式１０－１３计算应力循环次数
N160n1jLh60342.861（2830015）1.481109
N21.481109/3.50.423109
７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.96KHN21.05
（８）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得
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[H1]KHN1Hlim10.96600MPa576MPa[H2]KHN2Hlim21.05550MPa577.5MPa
２）计算
试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值
d1t2.3231.311.2391044.5（189.8）263.39mm
1t3.5576
２）
计算圆周速度v
d1tn263.39342.861.14m/s
v
601000
601000
３）
计算齿宽ｂ
bdd1t163.3963.39mm
４）
计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ
模数mnt
d1t63.392.641mm
24
Z1
h2.25mnt2.252.6415.94mm齿高
b/h63.39/5.9410.67
５）
计算载荷系数K
根据v1.14m/s，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数
KV
1.07
假设KAFt/b100N/mm，由表１０－３查得
KHKF1
由表１０－２查得使用系数KA1由表１０－４查得
KH1.120.18（10.6d2）d20.23103b
223
1.120.18（10.612）120.2310363.391.422由图１０－2３查得KF1.35
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故载荷系数KKAKVKHKH11.0711.4221.522
６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
d1d1t3K/Kt63.3931.522/1.366.81mm７）计算模数ｍ
md1/Z166.81/242.78
3．按齿根弯曲强度设计
由式１０－５得弯曲强度的设计公式为
mn3
n3dZ1
2KT1YFYS
１）确定公式内的计算数值
由图１０－２０ｃ查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa
２）
由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数
KFN10.85KFN20.88
３）
计算弯曲疲劳许用应力
４）
取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得
KFN1FE10.85500
[F1]FN1FE1MPa303.57MPa
F1S1.4
KFN2FE20.88380
[F2]FN2FE2MPa238.86MPa
F2S1.4
计算载荷系数
KKAKVKFKF11.0711.351.4445
５）
查取齿形系数
由表１０－５查得YFa12.65YFa22.212
６）
查取应力校正系数
由表１０－５查得YSa11.58YSa21.774
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７）计算大小齿轮的YFaYSa，并比较
YFa1YSa1
[F]1
2.651.580.01379
303.57
YFa2YSa2
2.2121.7740.01643
238.86
大齿轮的数据大
２）设计计算
m3
21.444511.2391040.016432.11mm
2
1242
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，
可取有弯曲强度算得的模数2.11，并就近圆整为标准值ｍ＝2.2ｍｍ。
但为了同时满足接触疲
劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d166.81mm来计算应有的齿数。
于是有
Z1d1/m66.81/2.230.4取Z131
大齿轮齿数Z2i2Z13.531108.5取Z21094．几何尺寸计算
１）计算分度圆直径
d1Z1m312.268.2mm
d2Z2m1092.2239.8mm２）计算齿根圆直径
df1m（Z12.5）2.2（312.5）62.7mm
df2m（Z22.5）2.2（1092.5）234.3mm３）计算中心距
a（d1d2）/2（68.2239.8）/2154mm４）计算齿宽
bdd1168.268.2mm
取B270mmB175mm
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5．验算
Ft
2T12112390
d168.2
3295.9N
KAFt
b
13295.9
68.2
48.33N/mm100N/mm
八．链传动的设计
1．选择链轮齿数和材料
取小齿轮齿数Z119，大齿轮的齿数为Z2iZ131957
材料选择40钢，热处理：
淬火、回火
2．确定计算功率
由表9－6查得KA1.0，由图9－13查得Kz1.35，单排链，则计算功率为：
PcaKAKZP1.01.353.8345.18kW
3．选择链条型号和节距
根据Pca5.18kW及nn397.96r/min查图9－11，可选24A-1。
查表9－1，链条节距
为p38.1mm。
4．计算链节数和中心距
初选中心距a0（30~50）p（30~50）38.11143~1905mm。
取a01200mm。
相应
得链长节数为LP02a0Z1Z
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