二级圆柱齿轮减速器设计详解

第一章任务书§1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力F=3200N输送带的工作速度v=1.20ms输送带的滚桶直径d=420mm3、工作条件有轻微振动，经常满载、空载启动、单班制工作，运输带允许速度误差为5%减速器小批量生产，使用寿命五年。第二章传动系统 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的总体设计、带式输送机传动系统方案如下图所示4联轴器皮带轮电动机§1电动机的选择1.电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率3.84kwPw匹32004.2O3.84kw10001000设:对流滚动轴承效率。轴=0.99计算及说明01为齿式联轴器的效率。oi=0.99齿——为8级齿轮传动的效率。齿=0.97输送机滚筒效率。筒=0.96估算传动系统的总效率:24201轴齿筒240.990.9920.970.960.86Pj38%864.515kwY系列三相异步电动机技术数据中应满足：。PmPr,因此综合应选电工作机所需的电动机攻率为:Pr动机额定功率Pm4kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw60V601000「2°54.595rminD4203.14选择电机型号为P196YZR160M—6第六组参数：转速n=937r/min功率P=4.8KW§2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：i93754.59517.1631.317.1634.72417.163^传动系统各传动比为：i2312.724彳633计算及说明0.86pr4.515kw佩54.595rmini17.163i12i234.7243.633i011,i124.724,i233.633,i41§3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴——电动机轴n0937r/minp04.8kwT09550Po9550I-848.922N?mn09371轴减速器中间轴n_j巴937r/'minp1p0014.80.994.752kwi01T1T0i010148.92210.9944.009N?m2轴减速器中间轴n2①937198.349r/mini124.724p2p1124.7520.96034.563kwT2T1i121244.0094.7240.96030.97199.649N?m3轴一一减速器低速轴n2198.349fn3—54.596r/min3i233.633p3p2234.5630.96034.382kwT3T2i2323199.6493.6330.9603693.653N?m4轴工作机n4n354.596u'minp4p3344.3820.98014.338kw计算及说明结果T4T3i3434693.65310.98676.922N?m误差：(676.922-3200X210/1000)/(3200X210/1000)X100%=各参数如左图所示0.7325%轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速937937198.34954.59654.596功率4.84.7524.5634.3824.338转矩48.92244.009199.649693.653676.922联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.7243.6331传动效率0.990.96030.96030.9801(单位：nrmin；PkW;T——Nm)第三章高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选用斜齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度(GB10095-88材料选择。由文献得可选小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS二者材料硬差为40HBS选取小齿轮齿数乙=17,大齿轮齿数：乙=iZ1=4.724X17=79.75取乙=80。选取螺旋角。初螺旋角为B=140§1按齿面强度设计即:d1t32ktT1?U1(ZHZE)2VdaUH1)确定公式内的各计算数值T1=2.5X103Nm试选Kt=1.6由文献得ZH=2.433(3)由文献得:a10.725;a20.87aa1a21.595(4)计算小齿轮传递的转矩554T195.5105XP1/n1=95.5X10X4.752/937=2.5X10Nm计算及说明⑸文献得：d11文献得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2550MPa0设每年工作时间按300天计算N160n肚H609371(283005)2.7965109N22.79651094560.61109由文献查得接触疲劳寿命系数KHN1°.91；Khn20.95疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数为S=1o[H]1Khn1?Hlim10.9600MPa540MPaSk?[H]2HN2•Hlim20.95550MPa465.02MPaS[h]1[h]2502.51MPa22)计算小齿轮分度圆直径d1t」」21.62.51034.751z2.433189.8、2»“d1t3()235.83mmV11.5954.75531.25⑵计算圆周的速度：vd1tn1—35.8314402.7m601000601000/s(3)计算齿宽b及模数mtbdd1t135.83mm35.83mmd1tcos35.83cos140_mnt2.045mmZ117d1t35.83mmv27mSmnt2.045mm计算及说明结果H=2.25mt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度0.318dZ,tan0.318117tan14°1.35(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数31.10;由查得：Khb=1.41;Kfb=1.3;KH=KFa=1.4KKAKVKHaKH11.11.41.412.17k2.17mm(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1*t寸％35.83^2.1716mm39.66mmd139.66mm(7)计算模数Md1cos39.66cos14°“mminQ9RmmI[1n111111二.二Ol11111Z117mn2.26mm§2按齿根弯曲强度设计：mn3河丫J"?YFaYsa\dZ1[f]1)确定计算参数(1)计算载荷系数KKAKVKHaKF11.101.41.32.002k2.002mm⑵根据纵向重合度1.35,从图10-28查得Y0.89⑶计算当量齿数：Z乙171861Zv118.61mm(3)计算当量齿数.Zv133018.61coscos14Z乙808758Zv287.58mmZv233一087.58coscos14⑷查取齿形系数，由表查得：YFa12.97;YFa22.22⑸查取应力校正系数，由表得：Ysa11.52;Ysa21.77⑹小齿轮的弯曲疲劳强度极限CFE1=500MPa计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa.⑺查得弯曲疲劳强寿命系数Kfn=0.85,Kfn2-0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4Kfn1FE10.85500[f]1fn1fe1MPa303.57MPas1.4Kfn2fe20.88380[f]2MPa238.86MPas1.4计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFaiysai2.971.52门C一"0.01487[f]i303.57YFa2ySa22.221.770.01645大齿轮的数值大[F]2238.862)设计计算」22.0022.51040.89cos214°………mn320.01645mm1.44mm\11721.595对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取M=2.0mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径di=39.66mm来计算应有的齿数。于是由乙dicos66-62cos1425.86取乙19mn2.5则Z2Z1i12194.75914)几何尺寸计算1)计算中心距a一生皿(1991)021132cos2cos14将中心距圆整为113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角mn1.44mmZi19Z291a113mm计算及说明结果(ZiZ2m(1991)2^0arccosarccos13.232a2185因值改变不多,故参数a1,K,ZH等不必修正)计算大、小齿轮的分度圆直径Zm192Z2mn912d139mmd20187mmcoscos13.23coscos13.23)计算齿轮宽度bdd1139mm39mm圆整后取B240mm;B145mm5)结构设计第四章低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选用斜齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度(GB10095-88材料选择。由文献得可选小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS二者材料硬差为40HBS选取小齿轮齿数乙=17,大齿轮齿数：乙=iZ1=3.66X17=62取乙=62。选取螺旋角。初螺旋角为B=140§1按齿面强度设计即:d1tJ2ktT1?U1(ZhZe)2\daUH2)确定公式内的各计算数值试选Kt=1.6由文献得ZH=2.433/_7\古影曰a10.725；a20.89由文献得：aa1a21.61513.230d139mmd2187mmB170mmB265mm计算及说明结果(4)计算小齿轮传递的转矩554T295.5105XR/n2=95.5X10X3.7818/1440=25.0767X10Nm⑸文献得：d1文献得：材料弹性影响系数Ze189.6MPa2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。设每年工作时间按300天计算N160n2jLH60212.721(2830010)0.61109N2°・6110贻510.17109由文献查得接触疲劳寿命系数Khn10.95;Khn20.96疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数为S=1。[H]1Khn1丄Hlim1.0.95600MPa570MPaSK?[H]2_HJ^m£0.96550MPa528MPaS―549MPa22)计算小齿轮分度圆直径d1t」」21.6114.391043.661,2.433189.82…cd1t3()260.19mm\11.6153.66549⑵计算圆周的速度：vd1tn1—60.193030.95T7601000601000's(3)计算齿宽b及模数mtbdd1t160.19mm60.19mmT125.0767104Nmd1t60.19mmv0.95%计算及说明结果ditcos60.19cos14°mnt3.435mmm,3.435mm5乙17H=2.25mnt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8H=2.25mm(4)计算重合度0.318dZ!tan0.318117tan1401.35(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献查得动载系数KV=0.7;由查得：Khb=1.422;Kfb=1.33;Kha=&a=1.4KKaKvKh9Kh10.71.41.422.18k2.18(6)按实际的载荷系数校正所算得的d166.73mmd1d1t寸％七60.19y2.1/16mm66.73mm(7)计算模数Mmnd1cos(56.73cos140mm3.8mmmn3.8mm乙17§2按齿根弯曲强度设计：122kT2Ycos2mnV2?YFaYsa\dZ12[f]1)确定计算参数(1)计算载荷系数k2.002KKaKvKhhKf10.71.41.332.002(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.87Zv118.61ZQ\甘笛*昌由粉.Z乙17dQa(3)计算当里齿数.Zv13018.61coscos14Zv267.87Z262726787厶v233.0coscos14计算及说明结果⑷查取齿形系数，查得：YFal2.89；YFa22.258⑸查取应力校正系数，得：Ysa!1.558；Ysa2仃4⑹查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFEi=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2380MPa.⑺查得弯曲疲劳强寿命系数Kfnl0.85,Kfn2-0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4Kfn1FE10.85500[F]1FN1MPa303.57MPas1.4Kfn2fe20.88380[F]2—^2严.MPa238.86MPas1.4计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa12.8821.532一丄-0.01464[f]1303.57经汪2.2601.7200.01644大齿轮的数值大[F]2238.862)设计计算」22.002114.391030.87cos214°mn320.01644mm2.364mm\11721.615对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取M=3mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由Zd1cos60.19cos140Z119.46mn3取Z119则Z2Z1i12193.6671mn2.364mmZ119Z271计算及说明结果4.几何尺寸计算1)计算中心距a(ZlZ2)mn(1971)031392cos2cos14将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角(Z1Z2)mn(1971)3“知arccosarccos13.782a2139因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正)计算大、小齿轮的分度圆直径Z1mn193Z2mn713d158.76mmd20219.59mmcoscos13.78coscos13.78)计算齿轮宽度bdd1158.76mm58.76mm圆整后取：B260mm;B165mm§3结构设计1、参考文献2、以大齿轮为例在3号图纸上绘图a139mm13.780dr58.76mmd2219.59mmB165mmB260mm§4斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角13.4013.4014.25014.250法面模数mn2.52.533端面模数mt2.572.573.093.09法面压力角n200200200200端面压力角t20.5020.5020.6020.60法面齿距Pn7.857.859.429.42端面齿距Pt8.708.709.729.72法面齿顶咼系数*han1111法面顶隙系数*c0.250.250.250.25法面基圆齿距pbn7.387.388.858.85齿顶咼ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75法面齿厚St3.9253.9254.714.71齿顶圆直径da71.82308.2692.52308.82齿根圆直径df60.57297.0179.52295.82分度圆直径d66.82303.2686.52302.82基圆直径db62.59284.0680.99283.46计算及说明结果§1中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献取A=112,于是得dmin1123.4819382.7938.3mm。输出轴的最小直径显然dmin38.3mm是是安装滚动轴承处的直径，由文献，根据轴最小直径38.3mm可选 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 轴球轴承的安装直径为40mm即轴的直径为40mm那么宽B=15mm由文献【得d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mmAB2(b2CK)Sb,1bh1172mmACB2CKbh1248.5mmBC1ABlAC123.5mmBDB2CKbM258.5mm2、受力分析（如下页图示）l2000T22000114.39Ft1--N1223.42Nd21187小tantan200Fr1Ft1?n1223.42457.43Ncos1cos13.230Fa1Ft1?tan11223.42tan13.230287.6NFt2Fr2Fa22000T22000114.39Kl2N3893Nd2258.76Ft2?ta^_^3893tan20°539.16Ncos2cos13.78Ft2?tan23839tan13.780947.5NlAB172mmlAC48.5mmlBC123.5mmlBD58.5mmFt11223.42NFr1457.43NFa1287.6NFt23839NFr1539.16NFa1947.5N§2中间轴的受力和弯矩图如下x月AR\xR3xDFt2By彳A水平方向受力RbxFa2Fr2BRByRAyTAC扭距图合弯距图计算及说明结果3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图由轴的水平面的受力图可得：Fti1BCFt21BD1AB1223・42—123・5—3839—58・52249.54N167RbxFt1Ft2Rax1223.4238392249.542812.88NMaxMbx0;MCXRax1ac2249.5448.5109102.69NmmMdxRbxIbd164553.48Nmm弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图Fa1d12Fr1lBCFa2Fr2lBDlAB607303.26/2953162227786.52/2335569.5219177.25NmmRByFr2Fr1RAy941.5457.43177.25306.85NmmMAyMBy0;MCY1Raylac8596.625NmmMCY2RbYlBCFr2lCD21980.375NmmMdy1RayladFr1lcd17950.725Nmm轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图Ra,rAxRAy2256.5NRax2249.54NRbx2812.88NMax109102.69NMdx164553.48NRay177.25NRby306.85NMayMby0May8596.625NmmMCY221980.375NmmMDY117950.725NmmRa2256.5NR=2829.57Me1M2ex2MeY1、2690058270098.62277989.09NmmMC2M2ex2MeY2、269005.82(120441.1)2294737.47NmmMD1.M2DXMDY1.469861.72272007.62542916.3NmmMAMb0MD2mDxmDy2469861.7281467.92476872.1Nmm合弯矩大小左侧所示RbRBxRBy2829.57N（轴向力Fal、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上）弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质处理b637MPa,[1]58.7MPadeddJioJmC(T尹;[]49.07mm|1oJmD(T)21[]49.36mm此处开有一个键槽时，直径增大4%所以de51.03mmdD51.33mm7、轴的结构设计D=65mm按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径:dd（0.3~0.35）ac（0.3~0.35）11333.9~39.55mm由文献，取减速器中间轴的危险面直径d=65mm.轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm为轴承处直径大小）&键的选取：由文献G可得:bxh=18X11,轴:-0.043〜0毂：土0.0215;深度：轴：7（0〜0.2）,毂：4.4（0〜0.2）;半径：r=0.25〜0.40§3高速轴的设计及联轴器的选取1初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献取A=112,于是得I7T887dminAo3—1123；23.5mm。Rn2\970输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KATl由文献得K=1.3;Tca=1.3X87330=113529Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm半联轴器的孔径d-25;半联轴器长度L=62mm毂孔长度L1=44mm由文献得：d1=25时，d2=d1+3.1c=25+3.1X1.6=29.9mm3、选角接触球轴承由文献可选7006C:da=35mm,D=62mm,B=14mm4、d4=d2+3.1X1.6=39.96;取d4=40mm5、键的选取1）联轴器处键的选取由25可选bh87轴00。036毂0.018深度:轴:4.000.1;毂：3.300。半径：r0.16~0.25mm;L36mm2）齿轮处键的选取由40可选:bh1218轴：0。。43;毂:0.0215深度:轴:5.0002;毂:3.300°2半径:r0.25~0.40mm;l636、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。dmin23.5mmd1=25d2=30mmda=35mmd4=40mmds=46mm计算及说明结果§4低速轴的设计及联轴器的选取1初选轴的最小直径与计算各段轴长选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献取A=112,于是得112^8^57.45mm。\60.60ddmin57.4mm输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、联轴器的计算转矩：Tca*T3由文献得K=1.3;Tca=1.3X128900=1675700Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm毂孔长度L1=107mm由文献得：d1=60mm寸，d1=60mmd2=67mmd2=d1+3.5c=60+3.5X2=67mm3、选角接触球轴承d3=70mm,D=110mm,B=20mmd3=70mmd4=84mm4、d4=74mm5、键的选取1）齿轮处键的选取由80可选：bh2214;轴：N9°0。。52；毂：s90.026深度：轴:9.0o°.2;毂:5.4o°。半径：r0.4~0.6mm;L70mm2）联轴器处键的选取由60可选:bh1811轴:N9°0o043;毂Js90.0215深度:轴:7.0°°'2;毂:4.4°°°2半径:r0.25~0.40mm;L90mm6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。§5各轴图示与标注高速级轴承中间轴承60-Z'一I―06383低速级轴承