二级展开式圆柱齿轮解读.docx

1、二级展开式圆柱齿轮解读1.设计任务书 12.传动方案的拟定及说明 33.电动机的选择 34.计算传动装置的运动和动力参数 45.传动件的设计计算 56.轴的设计计算 147.滚动轴承的选择及计算 268.箱体内键联接的选择及校核计算 279.连轴器的选择 27十.箱体的结构设计 29十一、减速器附件的选择 30十二、润滑与密封 31十三、设计小结 3233十四、参考资料一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1总体布置简图：鼓轮；6联轴器2.工作情况: 载荷平稳、单向旋转3. 原始数据：输送带滚轮的直径 D(mm)： 330 输送带速度 V(m/s)：0.

2、63 主动轴所需扭矩 T(N/m):700 皮带轮转速 N(r/min):1000 使用年限(年)：10 工作制度(班 / 日)：24. 设计内容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。5. 设计任务：1)减速器总装配图一张；2)齿轮、轴零件图各一张；3)设计说明书一份；6. 设计进度：1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计3） 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4） 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编

3、写二、 传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只 要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度 可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度 差，中间轴承润滑较困难。三、 电动机的选择：1.电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。2.电动机容量的选择：1）工作机所需功率Pw2）电动机的输出功率FdPd = Pw/ nn 轴承宀齿轮宀联轴器=0.993X0.972X0.99X100%=90.38% 由于，故：Pd = 2.97

4、kW3.电动机转速的选择：根据 几二i2L nw ,初选为同步转速为1500r/min的电 动机4.电动机型号的确定：由表17-7查出电动机型号为 Y112M-4,其额定功率为4kW 满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数：1.计算总传动比：由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动 装置应有的总传动比i:由于 nw = v 60 1000 /( n D ) =36.50r/min故计算得到总传动比：i=39.452.合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的 浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可

5、按下式 分配传动比：i厂帀因为 i=39.45，取 i=40, i 1=7.2, i 2=5.48此时速度偏差为0.2%v 5%所以可行。五、 各轴转速、输入功率、输入转矩:项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速(r/min )1440144020036.50功率（kW43.963.803.65转矩（N - m）26.526.3181.5955传动比117.25.48效率10.990.960.96五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点， 但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I-II 轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比 7.2）：1.选精度等级、材料

6、及齿数：1） 材料及热处理；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40HBS2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数Zi=20 ,大齿轮齿数Z2=144的；2.按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10 9）试算，即4）确定公式内的各计算数值:(1)试选 Kt =1.3 ;(2)由图10 30选取区域系数ZH =2.5 ；(3)由表10 7选取尺宽系数：:j d = 1 ;(4)由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8Mpa ;(5)由图10 21

7、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限f i m=i600Mpa ;大齿轮的接触疲劳强度极限；Hl i mOMpa ；（6） 由式10 13计算应力循环次数：N仁60njL h=60*1440*1*（2*8*300*10）=4.2*10 9N2=Ni/7.2=0.58*109由图10 19查得接触疲劳寿命系数Khn/0.88 ； Khn2=092 ;（7） 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10 12）得匚h1=0.88 600 =528MPa二h2=0.92 550 =506MPa二h二 min h1，二H 2-506MPa5)计算过程：齿宽 b二？d*dit=

8、1*40.90=40.90mm模数 m =仏二 =2.045 乙 20齿高 h=2.25m=2.25*2.045=4.60mm齿宽与齿比为b/h=40.9/4.6=8.89（4） 计算载荷系数K:已知载荷平稳，所以取Ka = 1;根据v=3.08m/s,8级精度，由图10 8查得动载系数Kv =1.1；对于直齿轮 心十心十1 ；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时 Kh p =匸450由 b/h =8.42,查图 10-13 得 Kf，1.48,故：K 二 Ka Kv 心：Kh，1 1.1 1 1.481.628（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10 1

9、0a）得3 3 4 =d1t K/Kt =41.36 、1.628/1.3 = 45.05mmd厂 d1t、.,k/kt = 40.90 3 1.628/1.3 二40.9（6） 计算模数mm 二虫=45.05/20=2.25mmZ13.按齿根弯曲强度设计：由式（10 17）1） 由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 r=500Mpa；大 齿轮的弯曲疲劳强度极限“2 =380Mpa2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn/0.88 Kfn2=0.933） 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4，由式10-12得：bF1 = KFN1 二 FE1/S = 303.57MpaI-F2

10、 1= Kfn2 匚fe2/S = 252.43Mpa4） 查取齿型系数和应力校正系数由表 10 5 查得 YFa1 =2.850； YFa2 =2.175由表 10 5 查得 Ysa1 二 1.540 ； Ysa2 二 1.7985） 计算大、小齿轮的 皆 并加以比较YFa1YSa1 .If I 2 85 汉 1 54= =0.01456303.57252.43=0.01549大齿轮的数值大。6）计算载荷系数K =KAKvKf.K 2.324)确定公式内的各计算数值(1)试选 Kt =1.3 ;(2)由图10 30选取区域系数ZH= 2.5 ;(3)由表10 7选取尺宽系数叮=1 ;(4)表

11、10 6查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8Mpa(5)由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-HMmf600Mpa ; 大齿轮的接触疲劳强度极限；Hiim2 =550Mpa ；(6)由式1013计算应力循环次数：Nj =60mjLh =60 256.7 1 2 8 300 10=0.74 109N2 二 N4.32 =1.71 108由图10 19查得接触疲劳寿命系数Khn1 =1.86 ； Khn2=0.92 ;(7) 计算接触疲劳许用应力：s = 1取失效概率为1%,安全系数S = 1,由式(10得:二Hh =0.86 600 =516MPa；H2 =0.92 55

12、0 =506MPa；H=min 二Hh,二H2 丨-506MPa(1)试算小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周速度兀汉 4t 汉 r)2 兀汇 73.54X256.7 ,v 0.99m / s60 1000 60 1000(3)计算齿宽b及模数mb=：Jd d1t =1 73.54 = 73.54mmm=A = 73.54 =3.06z 24齿咼 h = 2.25m = 2.25 3.06 = 6.89mm齿宽与齿高比 b/h =73.54/6.89 =10.67(4)计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取Ka = 1；根据v=0.99m/s,8级精度，由图108查得动载系数Kv =1.06;由于

13、直齿轮 Kh：,Kf ；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称 布置时，1.463 ；由 b/h=8.44，查图 10-13 得 Kf ： = 1.461;K = Ka Kv Kh- Kh ： =1 1.06 1 1.463 = 1.55(4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a)得d hdtl.K/kJ =73.54 1 1.55/13 = 77.98mm(5)计算模数mm =d1 = 7798=3.25mmz1 243.按齿根弯曲强度设计：=Kfni ；FEi/S=310.7MpalcF2 = kfN2 cFE2 /S=247MPa(4)查取齿型系数和应力

14、校正系数由表 105 查得 YFa1 =2.650 ; YFa2 =2.180由表 10 5 查得 YSa 1.580 ； YSa2=1.790(5)计算大、小齿轮的Y洱 并加以比较Vf JYFa1Ysa1 =Vf1 =：2.65 1.58 =0.01348310.7YFa2YSa2 -Vf22.18 1.79= 0.01580247大齿轮的数值大。(6)计算载荷系数K 二 KaK/Kf Kf，1 1.06 1 1.461=1.552)设计计算I Q3 2 1.55 141.4 103 ” 2 0.01580=2.29 V 仆 242 最终结果：m=2.294.标准模数的选择：由齿面解除疲劳强

15、度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算 的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径(即模 数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.29优先采用 第一系列并就近圆整为标准值 m=2.5mgn按接触疲劳强度算的的分度圆直径的di = 77.98mm小齿轮齿数召=di / m = 31.2，取召=31大齿轮齿数Z2 = Zi 4.32 = 1345.几何尺寸计算：1 ）计算中心距：a = =206mm22） 计算大、小齿轮的分度圆直径：d Z| m = 77.5mmd2 = Z2 m = 335mm计算齿轮宽度：b 二

16、 d d1b = 77.5mm小齿轮齿宽相对大一点因此B1 =82mm， B2 = 78mm3） 结构设计：以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。六、轴的结构设计和强度校核：第一部分结构设计1.初选轴的最小直径: 选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。取 ao=112, t =3040MPa1轴错误！未找到引用源。15.69mm考虑到联轴器、键槽的 影响，取 di =18 mm2轴 错误！未找到引用源。27.50mm取d30mm3轴 错误！未找到引用源。44.20mm 取d 45mm2.初选轴承：1轴高速轴选轴承为72

17、06C2轴中间轴选轴承为7208C3轴低速轴选轴承为7211C各轴承参数见下表:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载何Cor7206C306216：365623157208C408018477336.825.87211C5510021649152.840.53.确定轴上零件的位置和定位方式:1轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳， 提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一 轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用 甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴

18、肩，右端用 甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位,为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计：（一） 中间轴的结构设计:I高速轴：对于角接触球轴承7206C从手册中可以查得a=14.2mm校核该轴和轴承： L =82.8mm L2=120.0mm L3=30.8mm 轴的最小直径：dl =18mm，3 3轴的抗弯截面系数：Wl 0.1d1 =583-2mm作用在齿轮上的力：Fn 二 Ft1tan： =2922 tan20 = 1064N按弯扭合成应力校核轴的强度：FV2FH 1 =30.8

19、 Ft1 - 557N161.6FH2 =Ft1 _ Fh 1 =2365NM h -120.8Fh1 二67N m30.8 厂FV1 =卜r1二 203N161.6FV2 二J - FV1二 861NMv 二120.8FV1 -24.5N m总弯矩:M m = JM H2+ MV =71.3N m扭矩：-E = 26.3N mFH245钢的强度极限为p 275MPa，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以二0.6所以该轴是安全的，满足使用要求。II中间轴：对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm校核该轴和轴承： L =53mm L2=70mm L3=35mm 轴的最小直径d2 =30

20、mm，3 3轴的抗弯截面系数：W 0.他二2700mm作用在2、3齿轮上的圆周力:Ft22T2 2 141.4 103d2 - 258-1096N77.5径向力:Fr2 二 Ft2tg =1096 tg20 二 399NFr厂 Ft1tg： 3649 tg20 = 1328N求垂直面的支反力： _-F3 已叩2 I) 1328(35 70)-399 35 阳馭17 l1 l2 l3 53 70 35-Fr2-132879439913N计算垂直弯矩：M曲 FJ厂 794 53 103 = 42N.mMaVn二 FXh l2) Fr1l厂794(53 70)132870 1-4./N.m求水平面的

21、支承力：厂 Fzb 斤电 丄)1096 35 3649105 cFh = = = 266Nl1 l2 l3 53 70 35Eh = F2 + F3 一 Fh = 1096 3649 2668 207N计算、绘制水平面弯矩图：MaHm 二 F1H h 二 2668 123 10 二 33CN.m3MaH-H(l1 l2) F厂-2668(53 70) 364970 10 二 73Nm求合成弯矩图，按最不利情况考虑:%M爲Mh4君33社332.66mMLMVHMJ 773= 73Jm求危险截面当量弯矩：Fr2Ft2 Ft15370351 1(取折合系数从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量

22、弯矩为:二 0.6 )Me 二、M；n （兀）2 二.332.66 （0.6 141.4p 343.3N.mMe = Ma(-T2)2 = 73(0.6 141.4) = 112N.m计算危险截面处轴的直径：m-m截面:n-n 截面:所以该轴是安全的，满足使用要求。III低速轴对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm校核该轴和轴承： L =49mm, L2=107mm轴的最小直径：d3 =55mm，3 3轴的抗弯截面系数：W 7. =91125mm作用在齿轮上的力：込=2 58680.3503Nd3 335F3=F3tan =3503 ta n20=127N按弯扭合成应力校核

23、轴的强度：491rFH2FH1二1100NMHFH2 二 Ft3 - Fh广 240NMH =107H广 117.N m49FV1 Fr3= 400.5 N156F2 二 F3 _ &1 = 874NMV =107FV广 42.9N m= 41MPa 总弯矩:Mm=jMH +mV =125.3 m扭矩：T = 586.8J m,又由于轴受的为脉动循环载荷,所以该轴是安全的，满足使用要求。七、滚动轴承的选择及计算：I高速轴：轴承7206C的校核，即轴承寿命校核：106 ftC 名Lh = （七）名轴承寿命可由式 60n P进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 1

24、3-4和13-6可取ft =1, fp =1.1,取；=3基本额定动负荷为C =23 103NFr1 = . F,2 F,:二.2032 5572 = 592.8NFr2 = . F2： F2； = 8612 23652 =2516.8N6 6 3-=10(Cft)；h = 10 (1 23 10 )3.0 105则 60n2 Pfp 60 1440 1.1 2516.8 ,该轴承的寿命满足使用10年要求。II中间轴：轴承7208C的校核，即轴承寿命校核：106 ftC .Lh =(一M*轴承寿命可由式 60n P 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-

25、4和13-6可取 ft =1, fp =1.1,取；=33基本额定动负荷为C =36.8 10 NFr1 二 F； F篇二 7942 26882 二 2803NFr2 = F22=白352 20772 =2081N106 Cft 芋 106 仆36.8疋103 3 5Lh ( _) h ( ) =1.1 10则 60n2 PfP 60 256.7 1.1 2803 ，该轴承的寿命满足使用10年要求。III低速轴：轴承72011C的校核，即轴承寿命校核：L/叫空严 一轴承寿命可由式 60n P 进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4和13-6可取ft =

26、1, fp =1.1,取；=3基本额定动负荷为C =42.8 103NFr1 = F； F話二.400.52 11002 = 1170.6 NFr2 - F2V F：二 874.5 2403 二 2557N足使用10年要求。八、箱体内键联接的选择及校核计算：1.传递转矩已知；2.键的工作长度匸L-b b 为键的宽度；3.键的工作高度k=0.5h h 为键的高度;2T x 10二 p4.普通平键的强度条件为 p kld代号直径（mrh工作长 度(mr)i工作咼 度(mr)i转矩（n - m极限应 力(MPa高速轴无键安装中间 轴14X 9X 36 （圆头）46224.5141.46214X 9X 70 （圆 头）46564.5141.424.4低速 轴18X 11X 70 （圆头）6052