二级展开式圆柱齿轮减速器

目 录一设计任务书1二传动方案的拟定及说明3三电动机的选择3四计算传动装置的运动和动力参数4五传动件的设计计算5六轴的设计计算14七滚动轴承的选择及计算26八箱体内键联接的选择及校核计算27九连轴器的选择27十箱体的结构设计29十一、减速器附件的选择30十二、润滑与密封31十三、设计小结32十四、参考资料331一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图：D V F1 电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器2. 工作情况：2载荷平稳、单向旋转3. 原始数据：输送带的牵引力 F（kN）：2.1输送带滚筒的直径 D（mm）：450输送带速度 V（m/s）：14带速允许偏差（）：5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：24. 设计内容：1) 电动机的选择与运动参数计算；2) 直齿轮传动设计计算；3) 轴的设计；4) 滚动轴承的选择；5) 键和联轴器的选择与校核；6) 装配图、零件图的绘制；7) 设计计算说明书的编写。5. 设计任务：1) 减速器总装配图一张；2) 齿轮、轴以及箱座零件图各一张；3) 设计说明书一份；6. 设计进度：1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计33) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择：1 电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式 Y（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择：1） 工作机所需功率 PwP 3.1kWFV/10w2） 电动机的输出功率 d /dw由于 ，故： 3.6kW320.86轴 承 齿 轮 链 联 轴 器 dP43 电动机转速的选择：根据 ，初选为同步转速为 1500r/min 的12dnwnii电动机4 电动机型号的确定：由表 17-7 查出电动机型号为 Y112M-4,其额定功率为 4kW，满载转速 1440r/min,基本符合题目所需的要求。 四、 计算传动装置的运动和动力参数：1. 计算总传动比：由电动机的满载转速 和工作机主动轴转速 可确定传动mnwn装置应有的总传动比 ：i由于 ，1.460/59.41wnD故计算得到总传动比： 2i2. 合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式 3.分配传动比：1.3ii因为 ，取 ， ，24.24i125.6,4.3ii此时速度偏差为 ，所以可行。0.%五、 各轴转速、输入功率、输入转矩：项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II低速轴III滚筒轴IV5转速（r/min）1440 1440 256.7 59.4 59.4功率（kW） 4 3.96 3.80 3.65 3.50转矩（Nm）26.5 26.3 141.4 586.8 562.7传动比 1 1 5.61 4.32 1效率 1 0.99 0.96 0.96 0.94五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I-II 轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比 5.61）：1 选精度等级、材料及齿数：1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用 8 级精度；3） 试选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 的；19z2107z2 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109）试算，即 6d3212. HEdtZuTK4） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选 ；tK1.3（2） 由图 1030 选取区域系数 ；2.5Z（3） 由表 107 选取尺宽系数 ；1d（4） 由表 106 查得材料的弹性影响系数 ；189.EMpa（5） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限lim160HMpa；li25（6） 由式 1013 计算应力循环次数：1N160hnjL4012830194.2092/5.7由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 ； ；10.8HNK20.9HN（7） 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全系数 ，由式（1012）得SH12H120.86590min,6MPa5） 计算过程：（1） 试算小齿轮分度圆直径 ：1td1td3212. HEdtZuTK7=2.32 =41.36mm3 235068.19.1.26（2） 计算圆周速度： 124.36.1/600tdnv ms（3） 计算齿宽、模数及齿高等参数：齿宽 1b=4.361.dt模数 m= = =2.181zt9齿高 2.5.2184.9hmm齿宽与齿比为 /36/2bh（4） 计算载荷系数 K：已知载荷平稳，所以取 =1；A根据 v=2.93m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数 ；1.VK对于直齿轮 ；1HFK由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， 1.450H由 ,查图 10-13 得 ，故：/8.2bh1.4FKA81.62vHK（5） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得331/41.6.28/1.45.0ttdKm（6） 计算模数 m8m = =2.37mm1zd95.043 按齿根弯曲强度设计：由式(1017)m 321FSadYzKT确定计算参数：1) 由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大150FMpa齿轮的弯曲疲劳强度极限 2380FMpa2) 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1.NK2.93FN3) 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 ，由式 10-12 得：1.4S= =1F/NFEK30.57Mpa= =2224) 查取齿型系数和应力校正系数由表 105 查得 ；1.850FaY2.175FaY由表 105 查得 ；4S98S5) 计算大、小齿轮的 并加以比较Fa= =1FSaY 57.30482.16= =2FSa .9.05大齿轮的数值大。6) 计算载荷系数9148162AVFK7) 设计计算 =1.54 m32354901.196.8.最终结果： =1.544 标准模数选择：由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数优先采用第一系列并就近圆整为标准值 ，按接触疲劳1.54 2m强度算的的分度圆直径的 145.0d1)小齿轮齿数，取1/25.zdm123z2） 大齿轮齿数， 取 =12921.69z2z5.几何尺寸计算：1) 计算中心距：a =152mm21mz2) 计算大、小齿轮的分度圆直径：，146dz258dzm计算齿轮宽度：1db1046bm小齿轮齿宽相对大一点因此，150B23) 结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。II-III 轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比 4.32）：1. 选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：1） 材料及热处理：选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 8 级精度；3） 试选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 的；124z2103z2. 按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109）试算，即 td3212. HEdtZuTK4） 确定公式内的各计算数值（1） 试选 ；t1.3（2） 由图 1030 选取区域系数 ZH2.5；11（3） 由表 107 选取尺宽系数 ；1d（4） 表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8Mpa（5） 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ； 大齿轮的接触疲劳强度极限lim10HMpa；li25（6） 由式 1013 计算应力循环次数：9160256.718301.740hNnjL82/4.30由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 ； ；1.86HNK20.9HN（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 1，安全系数 ，由式（1012）S得：H12H120.86590min,6MPa5） 计算过程：（1） 试算小齿轮分度圆直径 1td1td3212. HEdtZuTK=2.32 =73.54mm3 235068.19.4 （2） 计算圆周速度 1273.2.9/60601tdnv ms（3） 计算齿宽 b 及模数 m1b=73.54.dt12m= = =3.061zdt2473.5齿高 306.89hmm齿宽与齿高比 /754/1.67bh（4）计算载荷系数 K已知载荷平稳，所以取 =1；A根据 v=0.99m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数；1.06VK由于直齿轮 ；1HFK由表 10-4 插值法查的 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， ；1.463H由 b/h=8.44，查图 10-13 得 ；1.46FKA.0.3.5vHK（4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得331/7.541./7.98ttdKm（5） 计算模数 mm = =3.25mm1z2498.3. 按齿根弯曲强度设计：由式(1017)m 321FSadYzKT1） 确定计算参数13（1） 由图 10-20c 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限50FMpa 2380FMpa（2） 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1.7NK20.91FN（3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数 ，由式 10-12 得1.4S= =310.7Mpa1F/NFEK= =247MPa22（4）查取齿型系数和应力校正系数由表 105 查得 ；1.650FaY2.180FaY由表 105 查得 ；8S79S（5）计算大、小齿轮的 并加以比较Fa= =1FSaY 7.305862.134= =2FSa 9.0大齿轮的数值大。（6）计算载荷系数 1.06.41.5AVFK2) 设计计算m =2.29 3235801.41.5.最终结果：m=2.294. 标准模数的选择：14由齿面解除疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.29 优先采用第一系列并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的 17.98dm小齿轮齿数，取1/3.2z13z大齿轮齿数 214.z5. 几何尺寸计算：1）计算中心距：a =206mm21mz2) 计算大、小齿轮的分度圆直径： 17.5dz23m计算齿轮宽度：1db7.5m小齿轮齿宽相对大一点因此，182B283) 结构设计：15以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。六、轴的结构设计和强度校核：第一部分 结构设计1. 初选轴的最小直径：选取轴的材料为 45 号钢，热处理为调质。取 Ao=112，=3040MPa1 轴 15.69mm，考虑到联轴器、键槽的影响，1311=取 8dm2 轴 27.50mm，取2322= 230dm3 轴 44.20mm， 取3333= 3452. 初选轴承：1 轴高速轴选轴承为 7206C2 轴中间轴选轴承为 7208C3 轴低速轴选轴承为 7211C各轴承参数见下表：基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN轴承代号d D B da Da 动载荷 Cr 静载荷 Cor7206C 30 62 16 36 56 23 157208C 40 80 18 47 73 36.8 25.87211C 55 100 21 64 91 52.8 40.53. 确定轴上零件的位置和定位方式：161 轴：由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。2 轴：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。3 轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。（一）高速轴的结构设计：90 50 4342520 30 40 4640303254 321）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20mm。b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为 25。17c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 7206C 型，即该段直径定为 30mm。d) 该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经标准化，定为 40mm。e) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达 5mm，所以该段直径选为 46mm。f) 轴肩固定轴承，直径为 40mm。g) 该段轴要安装轴承，直径定为 30mm。2)各段长度的确定：各段长度的确定从左到右分述如下：h) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，该段长度定为 34mm。i) 该段取 32mm。j) 该段安装轴承，参照工作要求长度至少 16mm，考虑间隙取该段为 22mm。k) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑） ，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为90mm。 l) 该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段 50mm。m) 该段轴肩选定长度 4mm。n) 该段与 c 段相同取 22mm。18o) 轴右端面与端盖的距离为 10mm。（二） 中间轴的结构设计：80 8 444046464038 49581) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：a) I 段轴用于安装轴承 7208，故取直径为 40mm。b) II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，经强度计算，直径定为 46mm。c) III 段为轴肩，相比较比 II 段取直径为 58mm。d) IV 段安装大齿轮直径与 II 段相同，直径为 46mm。e) V 段安装轴承，与 I 段相同直径为 40mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：a) I 段轴承安装轴承和挡油环，轴承 7208C 宽度 B=18，该段19长度选为 28mm。b) II 段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 80mm。c) III 段为定位轴肩，长度略小 8mm。d) IV 段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 44mm。e) V 段用于安装轴承与挡油环，长度与 I 相同，为 28mm。（三）低速轴的结构设计：76 855606055465043 5648 3853721) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径a) I 段轴用于安装轴承 7211C，故取直径为 55mm。b) II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 2.5mm 的圆角，经强度计算，直径定为 60mm。20c) III 段为定位轴肩，取 72mm。d) IV 段安装大齿轮直径与 II 段相同，直径为 60mm。e) V 段安装轴承，与 I 段相同直径为 55mm。f) VI 段直径 53mmg) VII 段直径与弹性注销选择有关，取 LX3，直径为 46mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) I 段轴承安装轴承和挡油环，7211C 宽度 B=21，该段长度选为 30mm。b) II 段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为 76mm。c) III 段为定位轴肩，长度略小 8mm。d) IV 段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为 50mm。e) V 段用于安装轴承与挡油环，长度与 I 相同，为 28mm。f) VI 长度为 32mm。g) VII 长度与联轴器有关，取 56mm。第二部分 强度校核I 高速轴：对于角接触球轴承 7206C 从手册中可以查得 a=14.2mm校核该轴和轴承： =82.8mm =120.0mm =30.8mm1L2L3L轴的最小直径： 8dm，21轴的抗弯截面系数： 3310.58.2Wdm作用在齿轮上的力： 1263298tTFNd1tantan0164r按弯扭合成应力校核轴的强度： 82.8 120.8 30.8FH1 FH2Ft1Fr1FV1 FV2MHMVMT45 钢的强度极限为 MPap275，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 6.0。 125)(2 pmp aWT所以该轴是安全的，满足使用要求。1130.8576tFN21236tH10.87Hm113236.VrFN2186rV0.24.5Vm总弯矩： 713mHVMN扭矩： 16.3TN22II 中间轴：对于角接触球轴承 7208C 从手册中可以查得 a=17mm校核该轴和轴承： =53mm =70mm =35mm1L23L轴的最小直径 230dm，轴的抗弯截面系数： 3322.70Wdm作用在 2、3 齿轮上的圆周力： 3214.019658tTFNd321.47t径向力： 21096239rtFgtgN13418rt求垂直面的支反力： 231231()18(3570)93574rrVFll N212794VrVr N计算垂直弯矩： 317945102.aVmMFl m3121()(570)132804.7anrll Nm求水平面的支承力：23231231()109653491052687ttHFll N2231287ttH计算、绘制水平面弯矩图： 316820.aHmMFl Nm3121()68(570)3649107.antll Nm求合成弯矩图，按最不利情况考虑： 224302.6amavHmMNm22.7.anavnn求危险截面当量弯矩：24T53 70 35Ft2Fr2MMVMHFt1Fr1m-m n-nFV1FV2FH2 FH1从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6） 2222()3.6(0.14.)3.1eanMTNm 27m计算危险截面处轴的直径：m-m 截面: 127)(2 pp MPaWTM 25n-n 截面: 42)(2 pp MPaWTM 所以该轴是安全的，满足使用要求。III 低速轴对于角接触球轴承 7211C 从手册中可以查得 a=20.9mm校核该轴和轴承： =49mm ， =107mm 1L2L轴的最小直径： ，3d5m轴的抗弯截面系数： 3310.91.5Wdm作用在齿轮上的力： 3t2T586F30Ndr3tantan2175o按弯扭合成应力校核轴的强度：26FH1FH2FV1FV2MHMVMFt3Fr3T49 10745 钢的强度极限为 MPap275，又由于轴受的为脉动循环载荷，所以 6.0。 22341mp pTPaW所以该轴是安全的，满足使用要求。七、滚动轴承的选择及计算：I 高速轴：轴承 7206C 的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式 进行校核，轴承只承受径向载荷610()thfCLnP的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4 和 13-6 可取取1,.,tpf313491056HtFN2312tH07.Mm1349556VrFN2184.rV0729Vm总弯矩：215.3mHVMN扭矩： 1586.T27基本额定动负荷为 3210CN211579.8rvHF222286316r则 ， 该轴承的寿命6 352000()().14.5.8thPCfLhn满足使用 10 年要求。II 中间轴：轴承 7208C 的校核，即轴承寿命校核：轴承寿命可由式 进行校核，轴承只承受径向载荷610()thfCLnP的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表 13-4 和 13-6