二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书.docx

1、二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书机械设计与制造实践设计计算说明书设计题目：二级展开式齿轮减速箱2015年 1月 16日主要结果设计计算及说明1引言(1) F=2200NV=1.1m/sD=240mm运输带工作拉力：F 2200N ;(2) 运输带工作速度：v 1.1m/s( 5%)；(3) 滚筒直径：D 240mm ；(4) 工作寿命：8年双班制工作；(5) 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作, 有粉尘，环境最高温度35Eo2传动装置设计2.1 传动方案展开式二级圆柱齿轮减速器，如图1所示。lk dB 11 屮11 11-X X 11ill 1I111卩 11图1减速器传动

2、方案 展开式二级圆柱齿轮减速器传动路线如下:* 带式运输采用二级圆柱齿轮设计，其效率高，工作耐久，且维修简便。高，低速级均采用直齿齿轮，传动较平稳，动载荷也较小，可以胜任工作要求。但其齿轮相对于支承位置不对称，当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此在设计时应将轴设计的具有较大的刚度。同时由于减速传动，使输出端扭矩较大，在选择轴和轴承的时候要特别注意。2.2 选择电机2.2.1 类型丫系列三相异步电动机。2.2.2 型号(1)电动机容量1、 工作机所需功率Pwv 1.1m/s， F 2200N， D 240mm， w 0.95c Fv 2200 1.1 cm 巳 2.56(kw)100

3、0 w 1000 0.952、 电动机的输出功率Pd Pw-a查参考文献表2-4得：弹性连轴器传动效率1 0.99，闭式圆柱齿轮选用8级精度的齿轮传动效率2 0.97滚动轴承传动效率3传动装置总效率a =P PW 2.56d a 0.8953、 电动机的额定功率由参考文献1表12-5选取丫132S-6型号电动机0.992 22 3 =0.8952.86(kw)Pw 2.56(kw)0.895Pd 2.86kwPed 3kw额定功率Ped 3kw电动机的转速、工作机主轴转速w60 1000 1.1 n” 87r min240、各级传动比可选范围查参考文献表2-1得两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比

4、范围i a为9-36、电动级转速的确定电动机可选转速范围n i”n” （9 36） 87 7833132rminm aw从参考文献1表12-1查得:同步转速为1000r/min满载转速为960r/min电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min ）同步、卄 +、， 满载Y132S-631000960、电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸电动机额定功率Ped 3kw。制表如下:同步转速1000r/min满载转速960r/minY132S-6由参考文献1表12-1得到电动机型号为Y132S-6,主要技术数据如下:型号额定功率（kW满载转速（r/min）堵转转矩 额定转矩Y132S-63960

5、2.0电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表。外 形 尺 寸底脚安地脚螺栓轴伸装键部中心高HL AC AD HD装尺寸孔直径尺寸位尺寸2A BWD EF G112400 305 265190 1401228 608 242.3传动传动比分配2.3.1总传动比ianmnw960 11872.3.2分配各级传动比L 3.71i2 2.97iai 11 i1 i21.25i22.97I23.71取22.4 传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴转速 n (r/min)电动机轴为0号轴，高速到低速各轴依次为1、2、3号轴n。960r/minI。960r/mi n 960r/min1n 960r / m

6、inn, 960r / minn2 259r / minn3 87r/ m innm960 r/min 259r/min1 3.71nmii1i2_1440_/ min 87r/ min1 3.71 2.97n 87r/m in32.4.2 各轴输入功率P( kW巳Pd3kwP3 0.99 0.99 kw 2.94 kwP22.940.97 0.99 kw2.86 kwP32.860.97 0.99 kw2.68 kwP0 3kwP 2.94kwP 2.82kwP 2.68kw2.4.3 各轴扭矩T (N? m m)t9550106P 3d 9550 N mnm 96029.84N m9550

7、P1n12.94 “9550 N m96029.25N mT29550P29550T39550n2282n259103.98NT0 29.84N mT 29.25N mT2 103.98N mT3 294.18N mP3n3955028294.18N最终数据如下:项目电动机轴123转速（r/mi n）9601440302.8489.18功率（kw）3.02.942.822.68转矩（N.m）28.8429.25103.98294.18传动比13.712.97效率0.98010.96030.96033传动零件设计3.1 高速级3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案

8、可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮;（2） 电动机为一般工作机，速度不高，选择 7级精度；（3） 材料选择z1 23z2 86选取：小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为280HBS 大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS 二者硬度差为40HBS（4） 选小齿轮的齿数为乙23大齿轮的齿数为z2 i1 23 3.71 85.33取z2 863.1.2 按齿面接触强度设计：d1t2.323KE u 1 ZeKt 1.3（1）确定公式内的各计算数值：1）初选 Kt 1.34 ）计算小齿轮传递的转矩T1 29.25N m5） 由参考文献2表10-6查取材料弹性影响系数：ZE 189.8MPa126

9、） 根据参考文献2表10-7 取d 17） 由参考文献2图10-21 （ d）按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限:H lim1 6Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2 550Mpa8）计算应力循环次数：N1 60njLh 60 960 1 2 8 300 8 2.212 109N29N1 2.212 10i1 3.715.961 1089）由参考文献2图10-19T1 29.25N mZe 189.8MPa 29N1 4.1472 10N2 0.873 109由循环次数查得，接触疲劳寿命系数：K HN 1 0.97 , KHN2 10610) 接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系

10、数S = 1,得：H1 KHN1 lim1 0.97 600 582MPa SH2 KHN2 Im 1.06 550 583MPaS11) 许用接触应力的计算取两者中的小值：h = H1=582MPa(2)计算1) 试算小齿轮分度圆直径. Q 1 ktT1 U 1ZHZE2d1t 2.3231 ( )y d u H 1-1.3 29250 3.71 1 189.8 23 ( )2mm 1 3.71 58250.426mm2) 计算圆周速度d1tni 50.426 960 ,v m/ s60 1000 60 10002.53m/ s3) 计算齿宽b及模数mb d d1t 1 50.426 mm

11、37.33mmd1t 50.426 c “cmt mm 2.192mm乙 23h 2.25mt 2.25 2.192mm 4.932mmb 50.426 “10.22h 4.9325)计算载荷系数由参考文献2表10-2得使用系数kA 1 ,由图10-8得动载系数kv 1.12K hn1 0.97K hn 2 1.06S= 1h 582MPadu 50.426mmv 2.53m/sb 50.426mmmt 2.192mmh 4.932mm-10.22h由表 10-4 kH 1.419 , 图 10-13 kF 1.35直齿轮kH kF 1故载荷系数为k 1.589k kAkvkH kH 1 1.

12、12 1 1.419 1.5896）按实际载荷系数校正所得分度圆直径d150.4263, 1.353.916mmd1 53.916mm7）计算模数d1 53.916m 乙 232.34m 2.343.1.3（1）确定计算参数1）由文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2 380MPa2 ）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN 1 0.84, kFN 2 0.863）计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1kFN 1 FE1S0.84 5001.4MPa300.00 MPaFE1FE2kFN 1kFN 2F1F2kF

13、N 2 FE 2SF2500MPa380MPa0.840.86300.00M233.43MPa0.86 3801.4MPa233.43MPa4）计算载荷系数k 1.512k kAkvkF kF 1 1.12 1 1.35 1.5125） 查取齿形系数由文献2表 10-5YFa1 2.69,YFa2 1.5756） 查取应力校正系数由文献2表 10-5 YSa1 2.208,YSa2 1.7767）计算大、小齿轮的育并比较YFa 1YSa1F】1缈停5 0.0141300.00YFa 2Ysa2YFa2YSa2F 22208 1776 0.0168233.43F 20.0168大齿轮数值大(2)

14、计算mn2kT1 YFaYsa3d Z1 F 2 152 29500 0.0168mm 1 2321.41mmm 1.41mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取m 2mm已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径d1 53.916mm来计算齿数。3.1.4Z1 d1m53916 26.92取 z-i 27, z2 i1 z-i3.71 27 100.17圆整取z2 101相关几何尺寸的计算(1)中心距m 2mmz, 27z2 101（乙 z2）m （27 101） 2a mm2 2128mm（2）计算大、小齿轮的分度圆

15、直径di Zim 27 2mm 54mmd2 Z2m 101 2mm 202mm（3）计算齿轮宽度b dd1 1 54mm 54mm取 B2 54mm, B1 59 mm3.2 低速级3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2） 电动机为一般工作机，速度不高，选择 7级精度；（3） 材料选择选取：小齿轮的材料为40Cr （调质），硬度为280HBS 大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS 二者硬度差为40HBS（4） 选小齿轮的齿数为Z3 21大齿轮的齿数为z4 z3 i2 21 2.97 62.37取z4 623.2.2

16、 按齿面接触强度设计：d2t 2.32严口咅2 d U h （1）确定公式内的各计算数值：1 ）初选 Kt 1.32 ）计算小齿轮传递的转矩T2 103.98 N ma 128mmd1 54mmd2 202mmB2 54mmB1 59mmZ3 21z4 62Kt 1.3T2 103.98 N md 13 ）由参考文献2表10-7选取齿宽系数 d 14） 由表10-61 查取材料弹性影响系数：ZE 189.8MPa 25） 由参考文献2图10-21 （ d）按齿面硬度查得，小齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim3 600 Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限：H lim4 550Mpa6）计算应力循环次数

17、：N3 60njLh 60 259 1 2 8 300 8 5.967 108Kl N3 5.967 108 “c “8N4 2.009 10i2 2.977 ）由参考文献2图10-19由循环次数查得，接触疲劳寿命系数：KHN3 1.06， KHN 4 1.148）接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S = 1,得：H3 KHN3 lim3 1.06 600 636MPaSH4 KHN4 lim4 1.14 550 627MPaS10）许用接触应力的计算取两者中的较小值：h h4 627 MPa1） 试算小齿轮分度圆直径d2t 2.323 L）2X d u h亠一2 1.3 103980

18、2.97 1 ,189.8、22.32勺 （ ）2mm 1 2.97 62774.50mm2） 计算圆周速度1fZe 189.8MPa*H lim3 600Mpah lim4 550Mpa8N3 5.967 10N4 2.009 108KHN 3 1.06KHN 4 1.14H 627MPad2t 74.50 mmdn? 74.50 259 ,v m/ s60 1000 60 10001.01m/s3）计算齿宽b及模数mntb dd2t 1 74.50 mm 74.50mmd2t 74.50mt mm 3.548mmZ3 21h 2.25mt 2.25 3.548mm 7.983mm4 ）b

19、74.50 9.33h 7.9835） 计算载荷系数由参考文献2表10-8得动载系数kv 1.07由表 10-4 kH 1.424 ,查图 10-13 kF 1.3由表10-2得使用系数kA 1直齿轮kH kF 1故载荷系数为k kAkvkH kH 1 1.07 1 1.424 1.5246） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径ik ；1 524d3 d3td 74.50 % mm 78.55mmkt 1.37） 计算模数d3 78.55m 3 3.74Z3 213.2.3按齿根弯曲强度设计m J2；从玄v dz3 fv1.01m/sb 74.50mmmt 3.548mm h 7.983mmb-

20、9.33hk 1.524d3 78.55mmm 3.74（1） 确定计算参数1）由文献2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3 500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE4 380MPa2 ）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kpN 3 0.88, kFN 4 0.903） 计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4kFN3 FE3 0.88 500F3 MPa 314.29MPaS 1.4r - kpN 4 fe 4 0.90 380 n /ir-F4 FE MPa 244.29MPaS 1.44） 计算载荷系数k kAkvkF kF 1 1.07 1 1.30 1.39

21、15 ）查取齿形系数由文献2表 10-5YFa3 2.76,YFa4 2.276） 查取应力校正系数由文献2表 10-5YSa3 1.56,YSa4 1.7357） 计算大、小齿轮的YFaYSa并比较fYFa3Ysa3 2.76 1.56 0.0137f】3 314.29YFa4YSa4 227 735 0.0161f4 244.29大齿轮数值大，选大的值（2） 计算FE3 500 MPaFE4 380MPaf3 314.29Mf4 244.29Mk 1.391YFa3 2.76YFa4 2.27YSa3 1.56Ysa4 1.735YFa3YSa3 0.0137F）3YFa4YSa4 0.0

22、16f42兀 YFaYsa2 1391 103980 0.0161mmm 2.194mm3241 2122.194mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。因此，取m 3mm已 可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径d3 78.55mm来计算齿数。Z3d3 78.5526取 Z3 26, Z4 i2 Z3 2.97 26 77m3mmZ326Z477相关几何尺寸的计算(1)中心距(Z3 Z4)m (26 77) 2.5a mm2 2 154.5mm圆整为a 155mm(2)计算大、小齿轮的分度圆直径d3 z3 m 26 3mm

23、78mmd4 乙 m 77 3mm 231mm(36)计算齿轮宽度b dd3 1 78mm 78mm圆整后 B3 83mm, B4 78mmdmzab速大20221011285420级齿轮参数如下：a 155mmd3 78mmd4 231mmB3 83mmB4 78mm小542759低速级大23137715578小7826834轴的设计4.1 低速轴的设计4.1.1 低速轴的运动参数功率 F3 2.68kw转速 n3 87r/min转矩T3 294180N mm4.1.2 初步确定轴的最小直径dmin A 3 豆 112 3(2.68 mm 35.1mm n3 87输出轴的最小直径是安装联轴器

24、处的直径。 选取轴的材料为45钢调质处理。为使所选轴的直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器型号。联轴器计算转矩Tca KaT3由文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，取 Ka 1.3Tea KaT3 1.3 294180N mm 382434N mm转矩Tea应小于联轴器公称转矩，选用LT7型弹性套柱销联轴器，其382.434 103N mm，半联轴器孔径d1 45mm ，故取，半联轴器长度L 112mm，半联轴器与轴配合的毂dmin35.1mmTea 382434 N mmd5 70mm l5 10mmd6 60mm L 73mmd7 55mm I7 48mm(3) 轴上零件的

25、周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键联接。按d!和li由文献1查得平键 b h L 14mm 9mm 90mm,配合为 H7/r6。按d4和l4由文献1查得平键 b h L 18mm 11mm 56mm，配合为 H7/r6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为2 45圆角半径为1mm4.2高速轴的设计4.2.1 高速轴的运动参数功率 P 2.94kw转速 n1 960r / min转矩 T1 29250N mm4.2.2 作用在齿轮上的力咼速级大齿轮的分度圆直径为d2 202mm2T1 2 292500卩七 _l N 1029.50Nd2 202Fr Ft tan 1029.50

26、 tan20 N 347.71N4.2.3 初步确定轴的最小直径|r 294dmin 代3： 112 v mm 16.3mm n1 * 960输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径。dmin 16.3mm由于设计为齿轮轴，选取轴的材料为 40Cr调质处理。为使所选轴的直径di与联轴器的孔径相适应，故需同时选 取联轴器型号。联轴器计算转矩a KaT由文献1表14-1，考虑到转矩变化很小，取 Ka 1.3Tea KaT1 1.3 29250 N mm 38025N mmTea 38025N mm转矩Tea应小于联轴器公称转矩，选用LX3型弹性套柱销联 轴器，其1250 103 N mm，半联轴器孔径d1 30mm ，故 取d1 30mm，半联轴器长度L 82mm，半联轴器与轴 配合的毂孔长度L1 80mm。4.2.4 轴的结构设计(1)拟定方案如下图所示(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴承承受径向力，选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d3 40mm初选深沟球轴承6008，其d D B 40 68 15. l3 37mm(3) 小齿轮的分度圆直径为54mm其齿根圆直径(54-2.5 X2=39mm) 到键槽底部的距离e2X m