二級展開式圓柱齒輪減速器設計

1、實用標準文案目錄13345142627272930313233文檔一、設計任務書：題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖：VFD1電動機； 2聯軸器； 3齒輪減速器； 4帶式運輸機； 5鼓輪； 6聯軸器2. 工作情況：1載荷平穩(wěn)、單向旋轉3. 原始數據：輸送帶的牽引力F（kN）：2.1輸送帶滾筒的直徑D（mm）：450輸送帶速度 V（m/s）：1.4帶速允許偏差（）： 5使用年限（年）：10工作制度（班 / 日）：24. 設計內容：1) 電動機的選擇與運動參數計算；2) 直齒輪傳動設計計算；3) 軸的設計；4) 滾動軸承的選擇；5) 鍵和聯軸器的選擇與

2、校核；6) 裝配圖、零件圖的繪制；7) 設計計算說明書的編寫。5. 設計任務：1) 減速器總裝配圖一張；2) 齒輪、軸以及箱座零件圖各一張；3) 設計說明書一份；6. 設計進度：1) 第一階段：總體計算和傳動件參數計算2) 第二階段：軸與軸系零件的設計23) 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制4) 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫二、傳動方案的擬定及說明：由題目所知傳動機構類型為： 展開式二級圓柱齒輪減速器。 故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是： 減速器橫向尺寸較小， 兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸承受載荷大、剛度差，中

3、間軸承潤滑較困難。三、電動機的選擇：1 電動機類型和結構的選擇：因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉。所以選用常用的封閉式 Y（IP44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇：1）工作機所需功率PwP wF V/1000w 3.1kW2）電動機的輸出功率 PdPd Pw / 由于320.86 ，故： Pd 3.6kW軸承齒輪鏈聯軸器33 電動機轉速的選擇：根據 ndi1 i2in nw ，初選為同步轉速為 1500r/min 的電動機4 電動機型號的確定：由表 17-7 查出電動機型號為 Y112M-4,其額定功率為 4kW，滿載轉速 1440r/min, 基本符合題目所需的要求。四、計算

4、傳動裝置的運動和動力參數：1. 計算總傳動比：由電動機的滿載轉速nm 和工作機主動軸轉速nw 可確定傳動裝置應有的總傳動比i ：由于 nw 1.4 60 1000/D 59.41，故計算得到總傳動比：i24.242. 合理分配各級傳動比：由于減速箱是展開式布置，為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應試兩級的大齒輪具有相近的直徑，于是可按下式3. 分配傳動比：i11.3i因為 i24.24，取 i24， i1 5.61 , i24.32 ，此時速度偏差為 0.5%5%，所以可行。五、各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩：低速軸滾 筒 軸項 目電動機軸高速軸 I中間軸 IIIIIIV4轉速（r/min ）

5759.459.4功率（ kW）43.963.803.653.50轉矩（ Nm）26.526.3141.4586.8562.7傳動比115.614.321效率10.990.960.960.94五、傳動件設計計算：直齒圓柱齒輪具有不產生軸向力的優(yōu)點，但傳動平穩(wěn)性較差， 在減速器中圓周速度不大的情況下采用直齒輪。I-II 軸高速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比5.61 ）：1選精度等級、材料及齒數：1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。2）精度等級選用 8 級

6、精度；3）試選小齒輪齒數 z1 19，大齒輪齒數 z2107 的；2按齒面接觸強度設計：因為低速級的載荷大于高速級的載荷， 所以通過低速級的數據進行計算按式（ 109）試算，即31Z E2d K tT u2.32udH4） 確定公式內的各計算數值：5（1）試選 K t 1.3；（2）由圖 1030 選取區(qū)域系數 ZH2.5 ；（3）由表 107 選取尺寬系數 d1 ；（ 4）由表 106 查得材料的彈性影響系數 ZE 189.8Mpa ；（ 5）由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度 極 限H lim 1600Mpa ； 大 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限H l i

7、m 2550Mpa ；（6）由式 1013 計算應力循環(huán)次數：N160 n1 jL h6014401 28300 104.2 109N 2N1 / 5.610.75109由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數 K HN 10.88 ； K HN20.92 ；（7）計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1，安全系數 S1，由式（ 1012）得H 10.88600528MPaH 20.92550506MPaH min H 1,H 2506MPa5） 計算過程：（1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t：32d1t 2.32K tT1u1Z EdHu310321.326.36.61=2.32189.8=41.36

8、mm15065.61（2）計算圓周速度：vd1tn241.36 14403.11m / s601000601000（3）計算齒寬、模數及齒高等參數：6齒寬 b=dd1t141.3641.36mm模數m=d1t = 41.36 =2.18z119齒高 h 2.25m2.252.184.91mm齒寬與齒比為b / h41.36/4.91 8.42（4）計算載荷系數 K：已知載荷平穩(wěn)，所以取K A =1；根據 v=2.93m/s,8級精度，由圖 108 查得動載系數 KV1.1；對于直齒輪K HK F1 ；由表 10-4插值法查的8 級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， KH1.450由 b / h

9、8.42 , 查圖 10-13 得 KF1.48，故：KKA KvKHKH1 1.1 1 1.48 1.628（5）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（ 1010a）得33d1 d1t K / Kt 41.361.628 /1.3 45.05mm（6）計算模數 mmd1=45.05=2.37mmz1193按齒根彎曲強度設計：由式 (10 17)m32KT1YFa YSa2d z1F7確定計算參數：1)由圖 10-20c 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限F 1500Mpa ; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限F 2380Mpa2)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 K FN 1 0.88KFN20

10、.933) 計算彎曲疲勞許用應力取安全系數 S1.4 ，由式 10-12得：F 1F 2=K FN 1FE 1 / S =303.57MpaK FN 2FE 2 / S=252.43Mpa4) 查取齒型系數和應力校正系數由表 105 查得YFa 12.850 ； YFa 22.175由表 105 查得 YSa11.540 ； YSa21.7985) 計算大、小齒輪的 YFa YSa 并加以比較FYFa 1YSa1=2.85 1.54=0.01456F 1303.57YFa2 YSa2= 2.1751.798 =0.01549F 2252.43大齒輪的數值大。6) 計算載荷系數KK AKV K

11、F K F1 1.1 1 1.481.6287) 設計計算m 3 2 1.628 26.31030.01549 =1.5411921最終結果： m =1.544標準模數選擇：845.05mm由齒面接觸疲勞強度計算的模數m 大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積） 有關，可取由彎曲強度算得的模數 1.54優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值 m 2mm，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的d11) 小齒輪齒數z1d1 / m25.525 ，取 z1232） 大齒輪齒數z2z15.6112

12、9 ，取 z2 =1295. 幾何尺寸計算：1) 計算中心距：az1z2 m =152mm22) 計算大、小齒輪的分度圓直徑：d1z1m46mm ， d2z2m258mm計算齒輪寬度：bdd1b46mm小齒輪齒寬相對大一點因此B150mm ， B246mm3) 結構設計：以大齒輪為例，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。 其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。9II-III軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比4.32 ）：1. 選精度等級、材料及齒數 ( 與上面兩對齒輪相同 ) ：1）材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為45

13、 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級選用 8 級精度；3）試選小齒輪齒數 z124 ，大齒輪齒數 z2103 的；2. 按齒面接觸強度設計：因為低速級的載荷大于高速級的載荷， 所以通過低速級的數據進行計算按式（ 109）試算，即3u 12K t TZ Edt 2.32Hdu4）確定公式內的各計算數值（1）試選 K t 1.3；（2）由圖 1030 選取區(qū)域系數 ZH2.5 ；（3）由表 107 選取尺寬系數d 1 ；（4）表 106 查得材料的彈性影響系數 ZE189.8Mpa（5）由圖 1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極 限H l i m

14、 1 600Mpa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限H l i m 2550Mpa ；（6）由式 1013 計算應力循環(huán)次數：10N160n1 jL h60 256.7 12 8300100.74 109N 2N1 / 4.321.71 108由圖 1019 查得接觸疲勞壽命系數 K HN 11.86； K HN2 0.92 ；（7）計算接觸疲勞許用應力：S1取失效概率為 1，安全系數 S1 ，由式（1012）得： H10.86600516MPa H20.92550506MPa H min H 1,H 2506MPa5）計算過程：（ 1）試算小齒輪分度圓直徑 d1t3K t T1u1ZE2d1t 2

15、.32dHu3321.3141.4105.32189.8=2.32=73.54mm15064.32（ 2）計算圓周速度vd1tn273.54256.76010006010000.99m / s（ 3）計算齒寬 b 及模數 mb=dd1t173.5473.54mmm=d1t= 73.54 =3.06z124齒高 h2.25m2.253.066.89mm齒寬與齒高比 b / h73.54/ 6.8910.67（4）計算載荷系數K已知載荷平穩(wěn)，所以取K A =1；根據v=0.99m/s,8級精度，由圖108 查得動載系數11KV 1.06 ；由于直齒輪K HK F1；由表 10-4插值法查的8 級精

16、度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， K H1.463 ；由 b/h=8.44 ，查圖 10-13得 K F1.461 ；KK AK vK HK H11.06 1 1.463 1.55（ 4）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（ 10 10a）得33d1 d1t K / K t 73.541.55 /1.3 77.98mm（ 5）計算模數 mmd1=77.98=3.25mmz1243. 按齒根彎曲強度設計：由式 (10 17)m3 2KT1YFa YSa2d z1F1）確定計算參數（ 1）由圖 10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1500Mpa ;大齒輪的彎曲疲勞強度極限F 2380

17、Mpa（ 2） 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數K FN 10.87K FN 20.91（ 3）計算彎曲疲勞許用應力取安全系數 S 1.4 ，由式 10-12 得F 1F 2=K FN 1FE 1 / S =310.7MpaK FN 2FE 2 / S=247MPa12（4）查取齒型系數和應力校正系數由表 105 查得 YFa12.650 ；YFa 22.180由表 105 查得 YSa11.580 ； YSa21.790（5）計算大、小齒輪的 YFa YSa 并加以比較FYFa 1YSa1= 2.65 1.58 = 0.01348F 1310.7YFa 2 YSa2= 2.18 1.79

18、 =0.01580F 2247大齒輪的數值大。（6）計算載荷系數KK AKV K F KF1 1.061 1.4611.552) 設計計算m3 2 1.55141.4 1030.01580 =2.2912421最終結果： m=2.294. 標準模數的選擇：由齒面解除疲勞強度計算的模數 m 大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積） 有關，可取由彎曲強度算得的模數 2.29 優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值 m=2.5mm，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的 d177.98mm小齒輪

19、齒數13z1d1 / m31.2 ，取 z131大齒輪齒數z2z14.321345.幾何尺寸計算：1 ）計算中心距：az1 z2 m =206mm22) 計算大、小齒輪的分度圓直徑：d1z1m77.5mmd2z2m335mm計算齒輪寬度：bdd1b77.5mm小齒輪齒寬相對大一點因此B182mm ， B278mm3) 結構設計：以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。六、軸的結構設計和強度校核：第一部分結構設計1. 初選軸的最小直徑：選取軸的材料為45 號鋼，熱處理為調質。取 Ao=112， =3040MPa141 軸

20、15.69mm，考慮到聯軸器、鍵槽的影響，取 d1 18 mm2 軸27.50mm，取 d230mm3 軸44.20mm， 取 d345mm2. 初選軸承：1 軸高速軸選軸承為7206C2 軸中間軸選軸承為7208C3 軸低速軸選軸承為7211C各軸承參數見下表：軸承代號基本尺寸 /mm安裝尺寸 /mm基本額定 /kNdDBdaDa動載荷 Cr靜載荷 Cor7206C306216365623157208C408018477336.825.87211C5510021649152.840.53. 確定軸上零件的位置和定位方式：1 軸：由于高速軸轉速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，

21、將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯軸器，對中性好。2 軸：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪， 低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角接觸球軸承承載。3 軸：采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位， 右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。15（一）高速軸的結構設計：0405006022344334543290504321）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：a) 由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，

22、選為 20mm。b) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 2.5mm，所以該段直徑選為 25。c) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2mm的圓角，則軸承選用 7206C型，即該段直徑定為 30mm。d) 該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有 2mm的圓角，經標準化，定為 40mm。e) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達 5mm，所以該段直徑選為 46mm。f) 軸肩固定軸承，直徑為 40mm。g) 該段軸要安裝軸承，直徑定為 30mm。162) 各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：h) 該段軸連接聯軸器，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為 38mm，該段長度定為 34mm。i)

23、 該段取 32mm。j) 該段安裝軸承，參照工作要求長度至少 16mm，考慮間隙取該段為 22mm。k) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離、軸承與箱體內壁距離（采用油潤滑） ，還有二級齒輪的寬度，定該段長度為90mm。l) 該段考慮齒輪的寬度，根據齒輪校核，選定該段50mm。m) 該段軸肩選定長度 4mm。n) 該段與 c 段相同取 22mm。o) 軸右端面與端蓋的距離為 10mm。（二）中間軸的結構設計：8564004464388084449171) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑：a) I 段軸用于安裝軸承 7208，故取直徑為 40mm。b) II 段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有

24、 2mm的圓角，經強度計算，直徑定為 46mm。c) III 段為軸肩，相比較比 II 段取直徑為 58mm。d) IV 段安裝大齒輪直徑與 II 段相同，直徑為 46mm。e) V 段安裝軸承，與 I 段相同直徑為 40mm。2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段長度：a) I 段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承 7208C寬度 B=18，該段長度選為 28mm。b) II 段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為 80mm。c) III 段為定位軸肩，長度略小 8mm。d) IV 段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為 44mm。e) V 段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與 I 相同，為 28mm。18（三）低

25、速軸的結構設計：2764500535665543768485038561) 擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑a) I 段軸用于安裝軸承 7211C，故取直徑為 55mm。b) II 段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有 2.5mm的圓角，經強度計算，直徑定為 60mm。c) III 段為定位軸肩，取 72mm。d) IV 段安裝大齒輪直徑與 II 段相同，直徑為 60mm。e) V 段安裝軸承，與 I 段相同直徑為 55mm。f) VI 段直徑 53mmg) VII 段直徑與彈性注銷選擇有關，取 LX3，直徑為 46mm。2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段長度a) I 段軸承安裝軸承和擋油環(huán)

26、， 7211C寬度 B=21，該段長度選為 30mm。b) II 段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為 76mm。c) III 段為定位軸肩，長度略小 8mm。19d) IV 段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為 50mm。e) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與 I 相同，為 28mm。f) VI 長度為 32mm。g) VII 長度與聯軸器有關，取 56mm。第二部分 強度校核I 高速軸：對于角接觸球軸承7206C從手冊中可以查得 a=14.2mm校核該軸和軸承：L1 =82.8mm L2 =120.0mm L3 =30.8mm軸的最小直徑： d118mm ，軸的抗彎截面系數：W10.1d135

27、83.2mm3作用在齒輪上的力：Ft12T12263002922Nd118Fr 1Ft1 tan2922tan 20 1064 N按彎扭合成應力校核軸的強度：2082. 8120. 8Ft130. 8FH1FH 130.8 Ft 1557NFH2161.6MHFH 2Ft1 FH 12365NFr1M H120.8FH 167 NmF30.8 F203NV 1161.6r 1FV1FV2FV 2Fr 1FV 1861NMVM V120.8FV 124.5N mM總彎矩： M mM H2M V271.3N m扭矩： T126.3N mT45 鋼的強度極限為 p 275MPa ，又由于軸受的為脈動

28、循環(huán)載荷，所以0.6 。M m2( T1)2p p125MPa W所以該軸是安全的，滿足使用要求。II 中間軸：對于角接觸球軸承 7208C從手冊中可以查得 a=17mm 校核該軸和軸承： L1 =53mm L2 =70mm L3 =35mm軸的最小直徑d2 30mm ，軸的抗彎截面系數： W20.1d232700mm321作用在 2、3 齒輪上的圓周力：2T2141.410321096NFt 2258d22T22141.4103Ft 177.53649Nd1徑向力：Fr 2Ft 2tg1096tg 20399NFr 1Ft1tg3649 tg 201328N求垂直面的支反力：F1VFr2l3

29、Fr1(l2 l3)1328 (35 70) 399 35l1l2l3794N53 70 35F2VFr1 F1VFr21328794 399 135N計算垂直彎矩：MF l794 53 103 42Nm.aVm1V 13MF (ll )F l794 (53 70) 132870 10 4.7Nm.aVn1V 12r1 2求水平面的支承力：FFt 2l3 Ft1(l2l3)1096 35 36491052668N1Hl1l2l353 70 35F2HFt 2Ft3F1H1096 3649 2668 2077N計算、繪制水平面彎矩圖：MaHmF l12668 123 10 3 330N.m1H3

30、MaHnF1H (l1l2) Ft1l2 2668(53 70) 364970 10 73Nm.求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：222222MamMavmMaHm42330 332.66Nm.2222ManMavnMaHn4.773 73Nm.求危險截面當量彎矩：Ft2Ft1537035FH2MHFH1Fr2FV2MVFr1FV1Mm-mTn-n從圖可見， m-m,n-n 處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數0.6 ）2222MeMan( T2)332.66(0.6 141.4) 343.31N.m232222MeMam( T2)73(0.6 141.4) 112Nm.計算危險截面處軸的直

31、徑：M 2(T )22127MPa p m-m 截面 :pW2M 2( T2) 2 p pW242MPan-n截面 :所以該軸是安全的，滿足使用要求。III 低速軸對于角接觸球軸承7211C從手冊中可以查得a=20.9mm校核該軸和軸承：L1 =49mm，L2 =107mm軸的最小直徑：d3 55mm ，軸的抗彎截面系數：W1 0.1d13 9112.5 mm3作用在齒輪上的力：Ft32T32586800d33503N335Fr3Ft3 tan3503 tan20o 1275N按彎扭合成應力校核軸的強度：2449Ft3107FH2MHFH1FH 149Ft 31100N156FH2Ft3FH1

32、2403NFr3MH107FH1117.7N mFV 149 Fr 3400.5 N156MVFV1FV2Fr 3FV1874.5NFV2MV107FV142.9N mMM 2M2Mm125.3N m總彎矩：HV扭矩： T1586.8N mT45 鋼的強度極限為 p 275MPa ，又由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以0.6 。Mm22T3p p41MPa W所以該軸是安全的，滿足使用要求。七、滾動軸承的選擇及計算：I 高速軸：軸承 7206C的校核，即軸承壽命校核：Lh106( ft C)軸承壽命可由式60nP進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4 和 1

33、3-6 可取ft 1, f p 1.1,取325基本額定動負荷為 C23103 NFr1F1v2F1H220325572592.8NFr 2F22vF22H8612236522516.8NL106( Cft) h106( 123 103)33.0 105h60n2PfP60 14401.12516.8則， 該軸承的壽命滿足使用 10 年要求。II 中間軸：軸承 7208C的校核，即軸承壽命校核：Lh106( ft C)軸承壽命可由式60nP進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4 和 13-6 可取ft 1, f p 1.1,取3基本額定動負荷為C36.8

34、103 NFr 1F1v2F1H27942268822803NFr 2F22vF22H1352207722081NLh106Cft) h1061 36.810331.1560n2(60()10則PfP256.71.1 2803， 該軸承的壽命滿足使用 10 年要求。III 低速軸：軸承 72011C的校核，即軸承壽命校核：Lh106( ft C )軸承壽命可由式60nP 進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4 和 13-6 可取26ft 1, f p 1.1,取3基本額定動負荷為C42.8103 NFr1F1v2F1H2400.52110021170.6NFr222222557NF2vF2H874.52403106Cft) h1061