二級圓柱齒輪減速器設計詳解

1、實用標準文案第一章任務書§ 1設計任務1、設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳 動。F=3200N v=1.20 m s d=420mm2、原始數(shù)據(jù)輸送帶的有效拉力 輸送帶的工作速度 輸送帶的滾桶直徑 3、工作條件有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載啟動、單班制工作，運輸帶允許速度誤 差為5%減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命五年。第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設計、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示計算及說明結(jié)果文檔§ 1電動機的選擇1.電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率Pwpv _ 32001.201000 1000: 3. 84kw設：”軸對流滾動軸承效

2、率。”軸=0.99P 3 3. 84kw實用標準文案文檔01 為齒式聯(lián)軸器的效率。01=0.99“齒一一為8級齒輪傳動的效率。"齒=0.97“筒一一輸送機滾筒效率。"筒=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率： 24224_2n =n0i k"軸 齒義”筒=0.99 父0.99 M0.97 父 0.96 = 0.86工作機所需的電動機攻率為：pr = % = 3. 840 86 = 4. 515kwY系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)中應滿足：。Pm之pr ,因此綜合應選電動機額定功率Pm =4kw2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw60v601000

3、1.20D 二 一 4203. 1454.595 r min選擇電機型號為P196 YZR160M16第六組參數(shù)：轉(zhuǎn)速n=937r/min功率 P=4.8KW§ 2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：-0.86pr = 4. 515kwnw : 54.595 r mini = 17. 163i 12 =4. 724i 23 = 3. 633i 23=17. 1634. 724i 12 = 1. 3i =.1.3 17. 163 = 4. 724 =3. 633傳動系統(tǒng)各傳動比為:計算及說明i 01 = 1, i 12 = 4. 724, i 23 = 3. 633, i 4 =

4、 1§ 3傳動系統(tǒng)的運動和動力學參數(shù)設計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0電動機軸n0 = 937 r /minp0 = 4. 8kwT0 = 9550 包=9550 4-8 = 48. 922N m n09371-一一減速器中間軸n1 = .% =937 r /'minp1 = p0n01 = 4. 8 m 0. 99 = 4. 752kwi 01T1 =T0i 01noi = 48. 922 x 1 x 0. 99 = 44. 009N m2-一一減速器中間軸n2 = 上 = 937= 198. 349 r /mini 124. 724p2 = p嚴12 = 4

5、. 752 m 0. 9603 = 4. 563kwT2 =T1i 12%2 = 44. 009 x 4. 724 x 0. 9603 x 0. 97 = 199. 649N m3軸一一減速器低速軸n2198. 3491n3 =上54. 596 r / min3 i233.63343p3 = P2923 = 4. 563 M 0. 9603 = 4. 382kwT3 =T2i 23rl23 = 199. 649 x 3. 633 父 0. 9603 = 693. 653N m4 工作機n4 = n3 = 54. 596 r/minp4 = p3"34 = 4. 382 x 0. 98

6、01 = 4. 338kw計算及說明結(jié)果實用標準文案T4 =T3i34 34 = 693.653 1 0.98 = 676. 922N .m各參數(shù)如左圖所示誤差： (676.922-3200 X210/1000) /(3200 X 210/1000) X100%=0.7325%軸號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速937937198.34954.59654.596功率4.84.7524.5634.3824.338轉(zhuǎn)矩48.92244.009199.649693.653676.922聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比14.7243.6331傳動效率0.990.96030.96030.

7、9801(單位：n - -r /min ； PkW; TNm)第三章高速級齒輪設計一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用 7級精度(GB10095-88)3)材料選擇。由文獻得可選小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs二者材料 硬差為40HBS4)選取小齒輪齒數(shù) 乙二17,大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.724X 17=79.75 取乙二80。5)選取螺旋角。初螺旋角為B =140§ 1按齒面強度設計即：d1t=32ktT1U 1(ZHZE)2:'d ；aU二 H1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值3T1=2.5

8、 X10Nm(1)試選 Kt = 1.6(2) 由文獻得ZH=2.433(3)由文獻得:旬=0.725; a2 =0.87 a = a12 =1.595(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩554.T1 =95.5父105 X R/n 1=95.5 X 10 X4.752/937=2.5 X 10Nm計算及說明結(jié)果文檔實用標準文案文檔文獻得：*d =1(6)文獻得：材料彈性影響系數(shù)ZE=1896MPa12按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 加爾1 =600MPa ；大齒輪的疲勞強度極限 入lim2 =550MPa(8)設每年工作時間按300天計算N1 =60n1jLH = 609371 (283005

9、) = 2.7965109心=2.7965 10二3=0.61 10924.56(9)由文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.91；Khn2 =0.95(10)疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1。入1 = KHN1 1Hlim1-=0.9 600MPa =540MPaS= KHN2 2Hlim2 =0.95M550MPa =465.02MPaS二H1 .二H 2入=502.51MPa22)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t, q 2 1.6 2.5 103 4.75 1 ,2.433 189.8、2d1t -3()2；1 1.5954.75531.25=35.83mm計算圓周的速度:

10、二 dm二 35.83 1440v2.760 100060 1000(3)計算齒寬b及模數(shù)mtb = dd1t =1 35.83mm = 35.83mmd1t cos 35.83 cos140mnt2.045mmZ117計算及說明d1t 一 35.83mmv = 2.7 = msmnt = 2.045mmH=2.25n =2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)計算重合度sp=0.318x*dZ1tanP =0.318父 1 父17 Mtan140 =1.35(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=2.7m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數(shù)(=1.10;由查得：KHB=1

11、.41；KFB=1.3；KH/KFa=1.4K =KAKVKHaKHp=1 M1.1 父 1.4 "41=2.17(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的d =，. =35.83父(；2.1716mm = 39.66mm(7)計算模數(shù)Md1 cosP39.66 父 cos140小“mn =mm = 2.26mmZi17§ 2按齒根彎曲強度設計：mn個2kTYBCos2 B YFaYSa%Zi%2f1)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)K =KAKVKHaKFp=1 父 1.10 父 1.4 父1.3 =2.002(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得Yp =0.897,17

12、(3)計算當量齒數(shù)：Zv1 =%:37-0 =18.61cos 戶 cos 147Z280Zv2 -3 R -30 -87.58cos P cos 14 查取齒形系數(shù)，由表查得：YFa1 =2.97；YFa2 =2.22(5)查取應力校正系數(shù)，由表得：Ysa1 =1.52；Ysa2 =1.77(6)小齒輪的彎曲疲勞強度極限(T FE1=500MPaK = 2.17mm d1 = 39.66mmmn = 2.26mmK = 2.002mmZv1 = 18.61mmZv2 = 87.58mm計算及說明結(jié)果大齒輪的彎曲疲勞強度極限6fe2 =380MPa.查得彎曲疲勞強壽命系數(shù)Kfn=0.85,Kf

13、n2=0.88（8）計算穹曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S= 1.4、Kfn16fe1 0.85x5006F1 = fn1 fe1 =MPa =303.57MPas1.4KfN26fE2 0.88 x3806f2 =MPa =238.86MPas1.4（9）計算大、小齒輪卜面的他，并加以比較。YFaiysai2.97 X1.52-=0.01487%i303.57YFa2 ySa22.22 乂1.77 cc/c/l1'卡/、由勺米/r /古.= 0.01645輪的 6f2238.862 ）設計計算.'2x2.002x2.5x104 父 0.89父 cos2140 八”mn &g

14、t; 37x 0.01645mm = 1.44mm1父17晨 1.595對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)M大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 M=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了 同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑 di=39.66mm#計算應后的齒數(shù)。于是由乙=d1 8s 0 = 66.62 M cos14 = 25.86取 Z1 =19mn2.5貝 UZ2 =Z1i12 =19x4.75=914 ）幾何尺寸計算1）計算中心距2 =（乙十乙*=（19+91：2=1132 cos P2 M cos14將中心距圓整為 113mm2）按圓整后中心距修正螺旋

15、角mn 至 1.44mmZi =19Z2 = 91a = 113mm計算及說明結(jié)果R(Zi+Z2)mn(19+91)x2 仆”。A = arccos= arccos=13.232a2 M185因附改交/、多，故參數(shù)取1,Kp,ZH等不必修正3)計算大、小齒輪的分度圓直徑,乙mn19M2Z2mn91X 2d1 - 0- = 39mm d2 a 0 = 187mmcosP cos13.23cos P cos13.234 )計算齒輪寬度b = dd d1 =1 m 39mm =39mm圓整后取 B2 =40mm;B1 = 45mm5)結(jié)構(gòu)設計 第四章低速級齒輪設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒

16、數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度高，故用 7級精度(GB10095-88)3)材料選擇。由文獻得可選小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度為280HBs二者材料硬差為40HBS4)選取小齒輪齒數(shù) 乙二17,大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ 1=3.66 X 17=62 取乙二62。5)選取螺旋角。初螺旋角為B =140§ 1按齒面強度設計即：dL曲工UH (咨了 ,匕q u %2)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(5)試選 Kt=1.6(6) 由義獻得乙=2.433./曰編=0.725;%=0.89(7)由乂獻得：% =輻 +%2 =1.615P =13.230d1 =39mm

17、d 2 = 187 mm B1 = 70mmB2 =65mm計算及說明結(jié)果(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩5. ，_5 , _4.T2 =95.5x105 X 困n 2=95.5 X 10 X 3.7818/1440=25.0767 X 10 NmTi =425.0767 104 Nm文獻得：0 d =1(6)文獻得：材料彈性影響系數(shù)ZE=1896MPa12按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。川仙1 =600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限c川im2 =550MPa(8)設每年工作時間按300天計算N1 =60n2jLH =60 212.72 1 (2 8 300 10)=0.61 1099

18、心=0.61 10=0.17 1023.51(9)由文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)Khni =0.95;Khn2 =0.96(10)疲勞許用應力取失效概率為1%安全系數(shù)為S=1o0H1 = Khn1 時1 = 0.95 600MPa = 570MPa S2 = KHN2 .°Hlm2 =0.96M550MPa = 528MPa S、H 1 , - H 2:-H549MPa22)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t,.2 1.6 114.39 1 04 3.66 1 ,2.433 1 89.82d1t -3,()2 =60.19mm，1 1.6153.66549計算圓周的速度:二 dg二 60.

19、19 303 v0.9560 100060 1000(3)計算齒寬 b 及模數(shù) mtb=4ddit = 1 父 60.19mm = 60.19mm計算及說明d1t . 60.19mmv = 0.95%dit cos -60.19 cos140mnt3.435mmZi17H=2.25m1t =2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8(4)計算重合度0.318dZ1tan： =0.318 1 17 tan14°=1.35(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1m/s、7級精度，由文獻查得動載系數(shù)KV=0.7;由查得：Khb=1.422;KFB=1.33;KH/Ka=1.4K =KaKvKh

20、hKh =1 0.7 1.4 1.42=2.18(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的d1 =d1t3Jk =60.19父憶1% 6mm = 66.73mm(7)計算模數(shù)Mmnd1 cos :二一乙一66.73 cos14°17mm = 3.8mm§ 2按齒根彎曲強度設計:mn3 2kT2Y1cos .YFaYsa一 ；dZ12 二二 f1)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)K = KAKVKHaKF 一二二1 0.7 1.4 1.33 =2.002(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yp=0.87(3)計算當量齒數(shù):二乙coS3 :17_ 30cos 1

21、4= 18.61mnt = 3.435mmH=2.25mmK =2.18 d166.73mmmn = 3.8mmK =2.002Zv1 =18.61Zv2 =67.87Zv2二 Z2cos3 ：6230cos 14= 67.87計算及說明 查取齒形系數(shù)，查得：YFa1 =2.89;YFa2 =2.258(5)查取應力校正系數(shù)，得：Ysh =1.558;Ysa2 =1.74(6)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限(T FE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限、：fe2 =380MPa.(7)查得彎曲疲勞強壽命系數(shù)Kfn=0.85,Kfn2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=

22、1.4KFN1-FE1 , F 1 二、下2sK FN2 '，F(xiàn)E20.85 500 MPa =303.57MPa1.40.88 380 MPa =238.86MPa1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。Y Fa1 ysal2.882 1.532 0.01464303.57YFa2ySa2 J260 1 9.0.01644、F2238.86大齒輪的數(shù)值大2 )設計計算mn之32 2.002 114.39 103 0.87 cos21401 172 1.6150.01644mm = 2.364mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)M大于由齒根彎mn - 2.364m

23、m曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 M=3mm已可滿足彎曲強度。但為了同di=86.26mm時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑 來計算應有的齒數(shù)。于是由rd cos ：60.19 cos140乙=119.46mnZi =19取 Z1 =19 貝（JZ2 =Z1i12 =19 父 3.66 =71計算及說明Z2 =714 .幾何尺寸計算1 ）計算中心距 a = （乙 +Z2，mn = （19.71）：3 =1392 cosP2 M cos14將中心距圓整為139mm 2）按圓整后中心距修正螺旋角（Z1 +Z2）mn（19+71/30a =arccos= arccos=13.782a2

24、x139因可直改交/、多，故參數(shù)sa1,Kp2 H等不必修正 3）計算大、小齒輪的分度圓直徑Z1mn19M3Z2mn71 黑 3d 1 =o- = 58.76mm d2 =- =o = 219.59mmcos P cos13.78cos P cos13.784 ）計算齒輪寬度b=4dd1 =1 m 58.76mm =58.76mm圓整后?。築2 =60mm; B1 =65mm§ 3結(jié)構(gòu)設計1、參考文獻2、以大齒輪為例在 3號圖紙上繪圖a = 139mmP =13.78°d1 = 58.76mmd2 =219.59mmB1 =65mmB2 =60mm§ 4斜齒輪各參

25、數(shù)的確定名稱符號高速1齒高速2齒低速1齒低速2齒螺旋角P13.4°13.4°14.25°14.25°法面模數(shù)mn2.52.533端面模數(shù)mt2.572.573.093.09法面壓力角«n200200200200端面壓力角«t20.5020.5 020.6 020.60法面齒距Pn7.857.859.429.42端面齒距Pt8.708.709.729.72法面齒頂圖系數(shù)* han1111法面頂隙系數(shù)*Cn0.250.250.250.25法面基圓齒距pbn7.387.388.858.85齒頂局ha2.52.533齒根高hf3.1253.1

26、253.753.75法面齒厚St3.9253.9254.714.71齒頂圓直徑da71.82308.2692.52308.82齒根圓直徑df60.57297.0179.52295.82分度圓直徑d66.82303.2686.52302.82基圓直徑db62.59284.0680.99283.46計算及說明結(jié)果第五章各軸設計方案1 .軸的設計軸的布置如下圖：計算及說明結(jié)果§ 1中間軸的設計及軸承的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。dmin = 38.3mm選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻取 A=112,于是得dmin =431巴=112父d34819 = 38.3mm0輸

27、出軸的最小直徑顯然;n282.79是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻，根據(jù)軸最小直徑 38.3mm 可選標準軸球軸承的安裝直徑為 40mm即軸的直徑為40mm那 么寬B=15mmi文獻【得d2=49.75mm考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉， 計入尺寸S=10mm考慮齒輪與 箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸K=10mm為保證黨總支軸 承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸 C=5mm1AB =2(B2 C K) S bl1 bh1 =172mmIac =B2 c K bh1 2= 48.5mml BC - l AB - l AC =1235mmIbd =B 2 C K bl1 2 -58.5mm2、受力分析

28、(如下頁圖示)2000T22000 114.39N -1223.42NFr1d21187=Ft1tan: ncos 1=1223.42tan200cos13.230=457.43NFa1 =Ft1 *tan -1 =1223.42 tan13.230 =287.6NFt22000T2d222000 114.3958.76N =3893NFr2二Ft2tan 二 ncos 2-3893 tan20 0 =539.16Ncos13.780Fa2 =Ft2 “an 上=3839 tan13.780 =947.5Nl AB = 172mml AC = 48.5mmIbc =123.5mmlBD = 5

29、8.5mmFt1 =1223.42NFr1 = 457.43NFa1 =287.6NFt2 -3839NFr1 -539.16NFa1 =947.5N§2中間軸的受力和彎矩圖如下計算及說明結(jié)果水平方向受力合彎距圖TAC"d%4<4b扭距圖3、求水平面內(nèi)的支承力，作水平面的彎矩圖 由軸的水平面的受力圖可得：Ft1bcFt2 lBDN= 1223.42 123.5 3839 58.5 .2249.54Nl AB167Rbx =Ft1, Ft 2 - RAX二1223.42 3839 2249.54 =2812.88Nmax =mBX = 0; M CXRax lAC =2

30、249.54 48.5-109102.69N mmM DX =Rbx1bd =164553.48N mm彎矩圖如上圖4、求垂直面內(nèi)的支承力，作垂直面的彎矩圖Fa1RAy =-' Fr1 l BCFa2l AB607 303.26/2 -953 162 2277 86.52/2 3355 69.5219Rax =2249.54NRbx -2812.88NM ax =109102.69Mdx -164553.48Ray =177.25N= 177.25N mmRBy =F.21RAy-941.5 -457.43 177.25-306.85N mmRby -306.85NMAy =MBy =

31、0；McyiRay 1Ac =8596.625N mmM AY = M BY = 0M CY2 - Rby l BC 一 Fr2l CDM AY= -21980.375N mm8596.625NmmM DY1 = Ray l AD 一 Fr1l CDM CY2W7950.725N mm軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖所示。5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。RA = ,;RAXRAY =2256.5N-21980.375N mM DY117950.725N mmRa =2256.5N計算及說明結(jié)果2-R=2829.57RB = JR；X 十 R；y =2829.57N(軸向力Fai、Fa2用于

32、支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A B上)合彎矩 大小 左側(cè) 所示M A = M B =0MC1 = JmCx mCy1 = J26900582 70098.62 =277989.09N mmMC2 hJMCx mCY2 =、269005.82 (-120441.1)2 = 294737.47N mmMD1 = mDx M DY1 = 469861.72 272007.62 =542916.3N mmMD2 = mDx mDY2 = 469861.72 81467.92 =476872.1N mm彎矩圖如上圖所示6、軸的初步計算經(jīng)查資料軸的材料為4

33、5號鋼調(diào)質(zhì)處理crb =637MPa,。 = 58.7MPa'10JMC +(aT)2=3： T C= 49.07mm,二dD10、M；(二T)2二=49.36mm此處開有一個鍵槽時，直徑增大 4%所以dC -51.03mmdD :51.33mm7、軸的結(jié)構(gòu)設計D=65mm按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑: dd -(0.3 0.35)ac -(0.3 0.35) 113 -33.9 39.55mm由文獻，取減速器中間軸的危險面直徑d =65mm.軸的最小直徑取d2就不當了，應定為：60mm妁軸承處直徑大小)8、鍵的選?。河晌墨I G 可得：bXh=18X 11,軸:-0.0

34、43 0 轂：±0.0215;深度：軸：7 (0-0.2)，轂：4.4(0 0.2); 半徑：r=0.25 0.40計算及說明結(jié)果§ 3高速軸的設計及聯(lián)軸器的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由義獻取A=112,于是得.fpT 3887 一d min =A0 31 =112 X J= 23.5mm o n29 970輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉(zhuǎn)矩：Tca=KJl由義獻得Ka=1.3;Tca=1.3 X 87330=113529Nmm查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000