套一二级斜齿说明书-前带后联

目 录 一、 设计任务书 . 1 始数据 . 1 计步骤 . 1 二、 传动装置总体设计方案 . 2 动方案特点 . 2 算传动装置总效率 . 2 三、 电动机的选择 . 2 动机的选择 . 2 定传动装置的总传动比和分配传动比 . 3 四、 计算传动装置的运动和动力参数 . 4 五、 齿轮传动的设计 . 5 六、 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 . 19 入轴的设计 . 19 间轴的设计 . 24 出轴的设计 . 28 七、 键联接的选择及校核计算 . 32 入轴键选择与校核 . 32 出轴键选择与校核 . 32 八、 轴承的选择及校核计算 . 33 入轴的轴承计算与校核 . 33 间轴的轴承计算与校核 . 34 出轴的轴承计算与校核 . 35 九、 联轴器的选择 . 35 十、 减速器的润滑和密封 . 36 速器的润滑 . 36 速器的密封 . 37 十一、 减速器附件及箱体主要结构尺寸 . 38 件的设计 . 38 体主要结构尺寸 . 40 设计小结 . 41 参考文献 . 41 1 一、 设计任务书 始数据 设计 二 级圆柱齿轮减速器， 连续工作，单向运转，工作中有轻微震动，空载启动 ，小批量生产。工作年限： 8年，每天工作班制： 1班制，每年工作天数：300天， 每天工作小时数： 8小时。 三相交流电源 ,电压 380/220V。 计步骤 1、 传动装置总体设计方案 2、 电动机的选择 3、 计算传动装置的运动和动力参数 4、 齿轮传动的设计 5、 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 6、 键联接的选择及校核计算 7、 轴承的选择及校核计算 8、 联轴器的选择 9、 减速器的润滑和密封 10、 减速器附件及箱体主要结构尺寸 运输带拉力 F（ 输带工作速度 V（ m/s） 筒直径 D（ 340 2 二、 传动装置总体设计方案 动方案特点 动装置由电机、减速器、工作机组成。 轮相对于轴承对称分布。 二级 圆柱齿轮减速器。 算传动装置总效率 31 2 3 1 4a 弹性联轴器：1 球轴承（每对）： （共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：3 （精度 7 级） 传动滚筒效率：4 电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率 : 4 2 4 21 2 3 1 4 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 6 8 三、 电动机的选择 动机的选择 工作机的功率 F = 000=动机所需工作功率为 : p w w = 3 工作机的转速为 : 60 1000D =60 1000 340)=r/查表按推荐的传动比合理范围， 二 级圆柱 直齿 轮减速器传动比 i=9 25，电动机转速的可选范围为 (9 25) 13207r/合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、 价格和 减速器的传动比，选定型号为三相异步电动机，额定功率为 载转速 900r/步转速 2900r/ 电动机主要外形尺寸： 定传 动装置的总传动比和分配传动比 (一 )确定传动比 由选定的电动机满载转速 工作机主动轴转速 得传动装置总传动比为nm/2900/ 则减速器的传动比为： i 二）分配减速器的各级传动比 由于减速箱是展开布置，所以 21 ) ，取高速级传动比12 由 21 2 2 3 2 31 . 4i i i i 得低速级 传动比为23 (。 从而高速级传动比为12 表 4传动比分配 ） 4 总传动比 电机满载转速 输入轴 中间轴 滚筒转速 i 900r/2i =3i =、 计算传动装置的 运动和动力参数 （ 1）各轴转速 : 输入轴： 间轴： n1/ 出轴： n3/作机轴： 2)各轴输入功率 : 输入轴： = W 中间轴： = 出轴： = 作机轴： = 3)各轴输入转矩 : 输入轴： 550119550 m 中间轴： 550229550 m 输出轴： 550339550 m 工作机轴： 550449550 m 5 轴名称 功率 (转速 (r/转矩 (N m) 输入轴 间轴 出轴 筒轴 、 表查得工作情况系数 带的带型 根据 图选用 A 型。 v 1）初选小带轮的基准直径 表，取小带轮的基准直径 100 2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度 V 带 =错误 ! 100 2900/(60 1000)=s 因为 5 m/s 120 z 01() P K K 基本额定功率 额定功率的增量 K 包角修正系数 长度系数 0=() P K K Z=4根 根 初拉力 表查得 q = kg/m，所以 500( )P P 21/2) = 7 带型 根数 5根 小带轮基准直径00带轮基准直径80带中心距 a 基准长度 245带轮包角 1 带速 m/s 单根 0 轴力 、 齿轮传动的设计 高速级齿轮传动的设计计算 料及齿数 （ 1）选择小齿轮材料为 40质），齿面硬度 280齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度为 240 （ 2）一般工作机器，选用 7级精度 。 （ 3）选小齿轮齿数 24，大齿轮齿数 103。则齿数比（即实际传动比）为21u z z103/24=00%= 5%故可以满足要求。 （ 4）初选螺旋角 = 14。 （ 5）压力角 = 20 。 （ 1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 d 1t 3 2K du+1u Z Z H2 8 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 选取齿宽系数 d = 由图查取区域系数 查表得材料的弹性影响系数 。 计算接触疲劳强度用重合度系数 。 端面压力角： t = n/ = ) = t/( = 4 (24+2 1 ) = t/( = 03 (103+2 1 ) = 端面重合度： = z1(t)+z2(t)/2 = 24 ()+103 ()/2 = 向重合度： = = 1 24 4 )/ = 合度系数： 9 Z 由式可得螺旋角系数 Z = = = 计算接触疲劳许用应力 H 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 600 550 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数： 60 60 1 1 8 300 8 = 109 大齿轮应力循环次数： 60 N1/u = 109/ 108 查取接触疲劳寿命系数 : 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得 : H1 = K = 6001 = 516 H2 = K = 5501 = 484 H1 和 H2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H = H2 = 484 ）试算小齿轮分度圆直径 d 1t 3 2K d u+1u H2 =2 1000/1 ()/(84)21/3 = 2）调整小齿轮分度圆直径 10 1）计算实际载荷系 数前的数据准备 圆周速度 v v = d 160 1000 = 60 1000) =m/s 齿宽 b b = t = 3）计算实际载荷系数 由表查得使用系数 1。 根据 v =s、 7级精度 ，由图查得动载系数 齿轮的圆周力 2T1/2 1000 查表得齿间载荷分配系数 = 由表用插值法查得 7级精度 、小齿轮相对支承非对称布置时， = 则载荷系数为： H = 1 ）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d 1 t= =相应的齿轮模 数 。 （ 1）计算中心距 11 a = ( )z1+z2 = ( )24+103 22 = 心距圆整为 a = 130 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 4 1 0 3 ) 2a r c c o s 1 5 . 82 2 1 3 2na r c s （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 z 1m = 24 = mm z 2m = 103 = 4）计算齿轮宽度 b = d 53 510)=59 53 （ 1）齿根弯曲疲劳强度条件 F = 2K Y Y F 1）确定公式中各参数值 计算当量齿数 Z1/= 24/ = Z2/= 103/ =计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角： b = t) = ) = 12 当量齿轮重合度： v = /b = = 面重合度： = = 1 24 ： Y = v = 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY = 1- 120 = = 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 计算实际载荷系数 表查得齿间载荷分配系数 = 据 = 合 b/h = 图得 则载荷系数为 F = 1 计算齿根弯曲疲劳许用应力 F 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 500 380 由图查取弯曲疲劳 寿命系数 安全系数 S= F1 = K = = 13 F2 = K = = ）齿根弯曲疲劳强度校核 2K Y Y 1000 1 23242) = F1 2K Y Y 1000 1 23 242) = F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 低速级齿轮传动的设计计算 料及齿数 （ 1）选择小齿轮材料为 40质），齿面硬度 280齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度为 240 （ 2）一般工作机器，选用 7 级精度 。 （ 3）选小齿轮齿数 22，大齿轮齿数 66。则齿数比（即实际传动比）为21u z z66/22= 3与原要求仅 (00%= 5%故可以满足要求。 （ 4）初选螺旋角 = 13。 14 （ 5）压力角 = 20 。 （ 1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 d 1t 3 2K du+1u Z Z H2 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 9550229550 选取齿宽系数 d = 由图查取区域系数 查表得材料的弹性影响系数 。 计算接触疲劳强度用重合度系数 。 端面压力角： t = n/ = ) = t/( = 2 (22+2 1 ) = t/( = 6 (66+2 1 ) = 端面重合度： = z3(t)+z4(t)/2 = 22 ()+66 ()/2 = 15 轴向重合度： = = 1 22 3 )/ = 合度系数： Z 由式可得螺旋角系数 Z = = = 计算接触疲劳许用应力 H 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 600 550 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数： 60 60 1 8 300 8 = 109 大齿轮应力循环次数： 60 N1/u = 109/3 = 108 查取接触疲劳寿命系数 : 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得 : H1 = K = 6001 = 528 H2 = K = 5501 = 495 H1 和 H2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H = H2 = 495 ）试算小齿轮分度圆直径 d 1t 3 2K d u+1u H2 16 =2 1000/1 (3+1)/3 (95)21/3 = 2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v v = d 160 1000 = 60 1000) =m/s 齿宽 b b = t =2 ）计算实际载荷系数 由表查得使用系数 1。 根据 v = s、 7级精度 ，由图查得动载系数 齿轮的圆周力 2T2/2 1000 0 = 查表得齿间载荷分配系数 = 由表用插值法查得 7级精度 、小齿轮相对支承非对称布置时， = 则载荷系数为： H = 1 ）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d 1 t= =0相应的齿轮模数 90 。 （ 1）计算中心距 a = ( )z3+z4 = ( )22+66 42 = 心距圆整为 a = 180 （ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 2 6 6 ) 4a r c c o s 1 2 . 12 2 1 8 0na r c o （ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 z 3m = 22 = 90mm z 4m = 66 = 270 4）计算齿轮宽度 b = d 72 81 mm 72 （ 1）齿根弯曲疲劳强度条件 F = 2K Y Y F 1）确定公式中各参数值 计算当量齿数 Z3/= 22/ = Z4/= 66/ =18 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y基圆螺旋角： b = t) = ) = 当量齿轮重合度： v = /b = = 面重合度： = = 1 22 ： Y = v = 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY = 1- 120 = = 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 计算实际载荷系数 表查得齿间载 荷分配系数 = 据 = 合 b/h = 图得 则载荷系数为 F = 1 计算齿根弯曲疲劳许用应力 F 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 500 380 由图查取弯曲疲劳寿命系数 19 取安全系数 S= F1 = K = = F2 = K = = ）齿根弯曲疲劳强度校核 2K Y Y 1000 1 23222) = F1 2K Y Y 1000 1 23222) = F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 七、 传动轴和传动轴承及联轴器的设计 入轴的设计 (1)确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40质处理，按教材及轴的材质取 18，则得： 20 13m i n 01n118(，结合强度考虑此处轴颈加至少 5%，取 4 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 直径和长度设计 ： 由于在 1 段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，根据教材 得工作 系数 ， T 根据教材选用 弹性 柱销联轴器，公称转矩为 用转速为 5600r/半联轴器长度 L=62轴的配合段长度 2了保证轴端档圈固压半轴器， 故轴长稍短一些，取 8mm 直径和长度设计 轴承靠轴肩轴向定位，按要求 h h=28体设计时 的箱体壁距凸台外测的距离 L=垫圈厚度 1=2盖厚度 2=13进长度为 所以 6mm 直径和长度设计 的结构尺寸相同，是轴承位置 0口装有角接触球轴承，由于该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用7306D P d=72 19 30，轴段 7=19mm 直径和长度设计 由于该轴为齿轮轴结构， 过渡结构 ,则 8 直径和长度设计 分度圆直径 5=59mm 直径和长度设计 的结构为过渡尺寸，没有实际意义，只是为了和轴承配合的面加工的时候分开，这段到时因为还需要套筒定位，因此我们这段的尺寸定为 38度为 14 直径和长度设计 直径和长度设计同 21 综上可得，输入轴的结构设计如下： 图 5入轴结构图） 表5入轴各段设计） （ 3）输入轴的受力分析及校核 据之前计算得： 圆周力：1112d =2 103/ 11t a n 2 0=准安装，故压力角 为 20）；根据前轴的结构设计可得： 输入轴联轴器中心到 一号轴承中的距离2 9 8 3 2 2 . 5 1 1 522x m m ；一号轴承到齿轮中心的距离 12 1 0 1 5 8 6 . 522 m m ；齿轮中心到二号轴承中心的距离12 8 6 m m ；故有两轴承中心距为 12 173L L L m m 。 1) 求垂直面的支承反力： 根据受力分析，可列方程：1 2 1 2,v v r v F F F （齿轮在两轴承中心）。故轴段名称 1 2 3 4 5 6 7 长度 (48 36 19 9 14 19 直径 (24 28 30 38 8 30 22 可求得： 1122=) 求水平支撑反力： 122=) 输入轴联轴器对轴的作用力 1, 1 6 1 0 . 4 5 1 1 5 1 0 7 0 . 5 3173 ；2 , 1 , 1 0 7 0 . 5 3 1 6 1 0 . 4 5 2 6 8 0 . 9 8F F F N （外力 F 作用方向 与传动 的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按 最不利情况考虑）。 4) 绘制垂直面的弯矩图（如图 b）： 122av =73/2= 5) 绘制水平面的弯矩图（如图 c）： 112a H =73/2= 6) 图 d）： 2 1 6 1 0 . 4 5 1 1 5 1 8 5 . 2 K N m 。 7) 求合成弯矩图（如图 e）： 考虑最不利情 况，直接由公式得 22 2 2 9 . 1 8 2Qa a F a v a M M N m （其中 2 9 2 . 7 52Q M N m ）。 8) 折合当量弯矩（如图 f）： 由前算出 查教材“由转矩性质而定的折合系数”知 ，故 22( ) 2 8 8 . 3 4a e T N m ， 222 ( ) 2 1 8 . 2 5b e T N m 。 9）作转矩图（图 g）。 23 图 5入轴校核图） 10) 计算危险截面处轴的许用直径： 因为轴 上安装小齿轮的截面为危险截面，故由教材可得： 3m i . 6 7 2 40 . 1 m m m m 。由此可知，此轴安全。 24 间轴的设计 (1)确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为 45 钢调质，查教材以及结合轴的负荷取 18，则得 23m i n 02n118 (，结合强度考虑此处轴颈加至少 5%， 402)根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度 初选 滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用角接触球轴承，取 错误 !未找到引用源。 40 则可选择角接触球轴承 7308C，其尺寸 错误 !未找到引用源。 0。故 1540d d m m 错误 !未找到引用源。 ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取 2442d d m m ，可取 3 46d 。 齿轮 2 的齿宽为 81 错误 !未找到引用源。 ，齿轮 3 的齿宽为53可取 错误 !未找到引用源。 ，齿轮之间的距离 c=轴承的宽度为 B=25齿轮距箱体内壁的距离8 10L 取轴承与箱体内壁距离 8S ， 则 1 37L 错误 !未找到引用源。 ， 5 40L 。 至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。其结构图如下： 图 5间轴设计简图） 25 表 5间轴尺寸表） （ 3）中间轴的受力分析及校核 据 之前计算得 ：圆周力 222t TF d=2 103/向力 =准安装，故压力角 为 20）；根据前轴的结构设计可得： 输入轴联轴器中心到 一号轴承中的距2 9 8 3 2 2 . 5 1 0 822x m m ； 二 号轴承到齿轮中心的距离 12 1 0 1 5 8 2 . 522 m m ；齿轮中心到 三 号轴承中心的距离12 8 2 . 5L L m m ；故有两轴承中心距为 12 165L L L m m 。 1) 求垂直面的支承反力： 根据受力分析，可列方程：1 2 1 2,v v r v F F F （齿轮在两轴承中心）。故可求得：122= 2) 求水平支撑反力： 122=) 输入轴联轴器对轴的作用力 1, 1 6 1 0 . 4 5 1 1 5 1122165 ；2 , 1 , 1 1 2 2 1 6 1 0 . 4 5 2 7 3 3F F F N （外力 传动 的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑）。 4) 绘制垂直面的弯矩图（如图 b）： 2 2av =165/2= 5) 绘制水平面的弯矩图（如图 c）： 轴段名称 1 2 3 4 5 长度 (37 81 3 40 直径 (40 42 46 42 40 26 1 2a H =1