二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书

1 二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书 一、课程设计书 设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V 带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制，使用期限 10年（每年工作日 300天），大修期四年，小批量生产。 题号 输送机主轴功率 W 输送机主轴转速 n（ r/ 7 15 二、设计要求 一张 零件图 3不少于 30页设计计算说明书 三、设计步骤 计算及说明 计算结果 （ 1）传动方案： 传动 方案如图 1传动为 速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。 图 1动装置总体设计图 (2)方案优缺点： 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求周有较大的刚度。 该工作机属于小功率，载荷变化不大，可以采用 且价格便宜，标准化程度高，大幅减低了成本。 1 2 3 2 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。 （ 3）传动效率 V ； 滚子轴承的效率 ； 齿轮传动的效率（ 67 级精度齿轮传动） ； 联轴器效率 ； 传动装置的总效率a: 3423321 a ； 电动机所需工作功率为： 输送机主轴转速 15 经查表按推荐的传动比合理范围， V 带传动的传动比 : 420 i， 两级圆柱齿轮减速器传动比 : 608i ， 则总传动比合理范围为 : 24016 电动机转速的可选范围为 : m i n/2 7 6 0 01 8 4 01 1 5)2 4 016( 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定 电机，参数如下表： 859.0a 7.515 rn w 3 （ 1）总传动比 由选定的电动机满载转速得传动装置总传动比为 900/ 2）分配传动装置传动比 0 ，式中 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i， 0 取 12 （ 1）各轴转速 m 900/ 01 m m 112 m 223 （ 2）各轴输入功率 : 轴 的输入功率 : d 轴的输入功率 : 轴 的输入功率 : P （ 3）各州输出功率 : 轴 的输出功率 : 轴的输出功率 : 电动机型号 额定功率 步转速 r/载转速 r/量 132000 2900 72 i 0321 m r / 42.2 4 轴 的输出功率 : （ 4）各轴输入转矩 : 电动机轴的输出转矩 : 的输入转矩： 轴 的输入转矩： 轴 的输入转矩： （ 5）各轴的输出转矩 : 轴 的输入转矩： 轴 的输入转矩： 轴 的输入转矩： （ 6）运动和动力参数 结果如下表 : 轴名 功率 P（ 转矩 T（ N*m） 转速 r/入 输出 输入 输出 电机轴 990 轴 4 带和带轮 （ 1）确定计算功率械设计表 8得工作情况系数 K 11.3 5 则： （ 2）选取 根据 转速 n 满 =2900r/机械设计图 8 带类型： A 型 （ 3）确定带轮直径 d ，并验算带速 v 1）初选小带轮基准直径，由表 8表 8 121 2）验算带速： 900112100060 1 ， 在（ 525m/s）内，设计合理。 3）计算大带轮的基准直径 由表 8整为 315 （ 4）确定中心距 a，并选择 d 1）由公式（ 8 )(2)(，初定中心距200 2）由式（ 8算带所需的基准长度 ，由表 8带的 7503）按 式（ 8算实际中心距，0 ， 中心距变动范围 31 7 5 00 1 90 1 i n 5 a x 即 5）验算小带轮的包角 1 因为打滑只在小带轮上发生，所以只校核小带轮的包角， 1 2 23 1 51 8 0121合要求 d 1121 d 3152 200 750 6 （ 6）计算带的根数 1）计算单根 V 带的额定功率： 由 121 ， 900 满查表 8： , 根据 900 满， i 且带型为 Z 型， 查表 8： , 查表 8： ： K ，于是：r ( 00 2） 计算 V 带的根数： 4 根。 （ 7）计算单个 V 带的初拉力的 0F 由表 8 A 型带的单位长度质量 ，所以 0220（ 8）计算压轴力 最小值 8 0 （ 9）确定带轮的结构尺寸 1）小带轮基准直径 21 且d 3001121 ，故采用腹板式。 小带轮转速为电动机转速，转速较高，故选取带轮材料为铸钢z NF p 7 小带轮直径 121 ，电机轴直径 8 ，则小带轮孔径 8 ， 6 ，取 01 ， 查表 8 31539232 ，则)4171( ，取 0 ， 657)2 （当 时， ，在此不成立）取 0 查表 8 ， ， f ，5 ， ， 34 2）大带轮基准直径 0 031 52 ，采用轮辐式。 高速轴最小直径 6 ，取大带轮孔径 6 ，2 取 01 ，31539232 ，254)2 （当 时， ，在此不成立）取 0 。 31 2 1 2 1 ， ， f ， 5 ， ， 38 8 图 5板式带轮 图 5辐式带轮 图 5槽 （一）高速级齿轮传动的设计计算 20 9 【 1】 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1） 按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。 （ 2） 螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表 10选用 7级精度。 （ 3） 选择材料。由机械设计表 10择小齿轮材料为45钢 (调质 )，齿面硬度 280齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度 240 （ 4） 选小齿轮齿数221 z，大齿轮齿数 取752 z。 【 2】 按齿面接触疲劳强度设计 （ 1） 由下式计算小齿轮分度圆直径，即 2131 )(12 1）确定公式中的各值数值 小齿轮传递的转矩： 41 由机械设计表 10d由机械设计表 Z由机械设计表 102/ 计算接粗疲劳强度用重合度系数Z)2/(s 111 aa 1222/(20co s )2/(co s 222 aa 1275/(20co s 221 41 10 2/)ta n(ta n)ta n(ta n 2211 )20ta ta 0ta ta Z计算接触疲劳需用应力 H。 由机械设计图 10得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 001502计算应力循环次数： 911 030082(113326060 9112 2/75/( 械设计图 10%、安全系数 S=1，可得 401 1 231 2 取 1 H和 2 M 23 2 2） 计算小齿轮分度圆直径 2131 )(12 243)523 2/75 1)22/75(1 23 t 11 （ 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 t /00 060 103 60 11 齿宽 b 2） 计算实际载荷系数 机械设计表 10K根据 7级精度，由机械设计表 K齿轮的圆周力 1 查表 H由表 10得 7 级精 度、小齿轮相对支承非对称布置时，此，得到实际载荷系数 按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数 11 【 3】按齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1） 计算模数 22113 1） 确定公式中的各参数值 6.22.2 计算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y计算 图 0得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 001，802由图 =得 1 2 014 111 Y 017 222 Y 因为大齿轮的 于小齿轮，所以取 017 222 2） 计算模数 22113 43 （ 2） 调整齿轮模数 1） 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v Yt 13 t 00 060 103 60 11 齿宽 b d 宽高比 b/h 2( 算实际载荷系数 据 7 级精度，由图 10得动载荷系数 K由t 34111 1 查 表 a由表 0 则载荷系数为 实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的模数 于齿轮模数 齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=2接触疲劳强度算 得 的 分 度 圆 直 径， 算 出 小 齿 轮 齿 数75.125.1 14 1 取271 z， 922z，1为质数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 【 4】几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆直径 422711 8429222 （ 2） 计算中心距 192/)18454(2/)( 21 （ 3） 计算齿轮宽度 d 545411 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 般将小齿轮略加宽05(,即 459)105(54)105(1 取21 , 而 使 大 齿 轮 的 齿 宽 等 于 设 计 齿 宽 ， 即 42 【 5】圆整中 心距后的强度校核 采用变位法将中心距就近整圆至20 。 齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （ 1） 计算变为系数和 计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 20/)20co s(/)co s( 119922721 41 8421921 54220 119z 15 )/(t 21 0/(t in 119120(/)( 0知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数 1x、 2。 由图 10x，x（ 2） 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数，可得 1141 齿面接触疲劳强度满 足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 （ 3） 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述做法，计算式中各参数 507.0y 007. 16 将其代入下列式子，得 12342131111 22342132222 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 （二）低速级齿轮传动的设计计算 【 1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （ 1）按传动装置总设计方案， 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。 （ 2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表 10选用 7级精度。 （ 3）选择材料。由机械设计表 10择小齿轮材料为45钢 (调质 )，齿面硬度 320齿轮材料为 45钢（调质），齿面硬度 350 （ 4）选小齿轮齿数 241 z 221z，大齿轮齿数 取632 z。 【 2】按齿面接触疲劳强度设计 （ 1） 由下式计算小齿轮分度圆直径，即 20241 z 632 z 17 2131 )(12 1） 确定公式中的各值数值 小齿轮传递的转矩： 52 由机械设计表 10d由机械设计表 Z由机械设计表 102/ 计算接粗疲劳强度用重合度系数1224/(20)2/( 111 aa 1263/(20)2/( 222 aa 20ta ta 0ta ta )ta n(ta n)ta n(ta n 2211 Z计算接触疲劳需用应力 H。 由机械设计图 10得 小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 501802计算应力循环次数： 821 030082( 8212 4/63/( 械设计图 10 52 10673 8 %、安全系数 S=1，可得 1 2 取 1 H和 2 齿轮副的接触疲劳许用应力，即 M 2 3） 计算小齿轮分度圆直径 2131 )(12 39 4/63 1)24/63(1 10673 53（ 2） 调整小齿轮分度圆直径 2） 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v t /00 060 60 21 齿宽 b 3） 计算实际载荷系数 机械设计表 10K根据 7级精度，由机械设计表 10K齿轮的圆周力 1 t 12.1K 19 查表 表 10得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，H。由此，得到实际载荷系数 按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数 11 【 3】按齿根弯曲疲劳强度设计 （ 1） 计算模数 22113 2） 确定公式中的各参数值 算弯曲疲劳强度用重合度系数 Y计算 图 0得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 001，802由图 =得 1 Y 20 2 013 111 Y 016 222 Y 因为大齿轮的 于小齿轮，所以取 016 222 3） 计算模数 22113 2 2 53 （ 2） 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 v t 00 060 60 21 齿宽 b d 宽高比 b/h 2( 算实际载荷系数 据 7 级精度， 由图 10得动载荷系数 K由t 35121 016 Yt 051.2780.01 31 查表 a由表 100 则载荷系数为 实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 于齿轮模数 决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=2接触疲劳强度算 得 的 分 度 圆 直 径， 算 出 小 齿 轮 齿 数 1 取361 z， 952z， 1为质数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 【 4】几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆直径 223611 9029522 （ 2） 计算中心距 312/)19072(2/)( 21 （ 3） 计算齿轮宽度 92.2361 21 312 22 d 727211 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 般将小齿轮略加宽05(,即 277)105(72)105(1 取71 , 而 使 大 齿 轮 的 齿 宽 等 于 设 计 齿 宽 ， 即 22 【 5】圆整中心距后的强度校核 采用变位法将中心距就近整圆至30 。 齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （ 1） 计 算变为系数和 计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 30/)20co s(/)co s( 131953621 (t 21 0/(t in 131130(/)( 0知，当前的变位系数和增加了重合度，但承载能力有所下降。 分配变位系数 1x、 2。 由图 10x，x（ 2） 齿面接触疲劳强度校核 按前述方法计算各参数，可得 71 72230 1313 2/11151 2123522311 齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 （ 3） 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述做法，计算式中各参数 36216 将其代入下列式子，得 1235213112122 24 2235213221222 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 （一）低速轴的设计 图 7速轴的结构方案 图 7级直齿轮减速器 【 1】初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据机械设计表 15 1200 A，于是得 3330m i n 25 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。为了使所选的轴直径 21d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩3，查机械设计表 14虑输送机转矩变化小，故取 K ，则： 5 4 9 4 8 41 0 0 按照计算转矩手册，选用公称转矩为 1250000 半联轴器的孔径 51 ，故取 521 ，半联轴器的长度 12 ,半联轴器与轴配合的毂孔长度 41 。 【 2】轴的结构设计 （ 1） 拟定轴上零件的装配方案 经过多次分析比较，选用图 7示的装配方案 （ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1右端需制出一轴肩，故取 2232 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 5 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 41 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1L 略短一些，现取221 。 2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 232 ，初步选取深沟球轴承6011，其尺寸为 89055 ，故58743 ；而 887 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得 6311型轴承的定位轴肩高度521 232 221 543 87887 26 ，因此，取 776 。 3）取安装齿轮处的轴段 4054 ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 72了使套筒端面可 靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 854 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度32( ，由轴径 0 查机械设计表 15 ，故取 ，则轴环处的直径 265 。轴环宽度 ，取 265 。 4）轴承端盖的总宽度为 20减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 0 （参见图 7，故取 032 。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 ，低速级大齿轮与高速级大齿轮之间的距离 0 。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取 ，已知滚动轴承宽度 9 ，高速级大齿轮轮毂 4 ，则6)416818()6872(43 6)128162054(6576 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 3） 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按54械设计表 6118 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 56时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 0914 ，半联轴器与776 054 854 265 265 032 3 l 867 27 轴的配合为67动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 （ 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15轴端倒角为 轴肩处的圆角半径如图 7示。 28 图 7速轴的结构尺寸 计算及说明 计算结果 【 3】求轴上的载荷 （ 1） 求作用在齿轮的力 t 4 91 9 04 2 2 6 8 02223 1 920t a 4 9t a n （ 2） 首先根据轴的结构图（图 7出轴的计算简图（图7根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（图 7 7 图 7r B C D 29 图 7 7轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 将计算出的截面 C 处的 M 的值列于下表 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 121 弯矩 M 2 0 7 0 7 9 75371总弯矩 22036975371207079 22 扭矩 T 4226803 30 【 4】按弯矩合成应力 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 422 20 369)( 3 22232 W 前以选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表 15 1 。因此 1 安全。 （二 )中间轴的设计 图 7间轴的结构尺寸 【 1】按照低速级轴的设计方法，拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径： （ 1） 1用于安装轴承 6311，取直径为 55（ 2） 2用于轴肩，取直径 60 （ 3） 3为齿轮轴，分度圆直径为 72 （ 4） 4用于轴肩，取直径 65 （ 5） 5用于安装高速级大齿轮，取直径为 60 （ 6） 6用于安装轴承 6311，