带式输送的二级同轴齿轮减速器

1、目录1 .题目及总体分析22 .各主要部件选择23 .选择电动机 34 .分配传动比 35 .传动系统的运动和动力参数计算 46 .设计高速级齿轮 57 .设计低速级齿轮 108 .减速器轴及轴承装置、键的设计 141轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 152轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 203轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 229 .润滑与密封 2710 .箱体结构尺寸 2811 .设计小结 2912 .参考文献 29一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送的二级同轴齿轮减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为3000n,运输带速度为1.1m/s,运输机卷筒直径为320mm。

2、自定条件：工作寿命10年（设每年工作300天），三年一大修,连续单向运转，载荷平稳，室内 工作，有粉尘生产批量：10台减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。 整体布置如下：传动方案（2）1 电动机2联轴器3二级同轴式圆柱齿轮减速器4联轴器5一传送带辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉, 轴承套，密封圈等.。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高低速级做成斜jlh 四轴承此高速级轴承所受轴向力不大，低速级轴向力较大输入轴用深沟 球，中间与输出 轴用圆锥滚子轴 承联轴器弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论根据

3、一般带式输送机选用的电动机选择选用y系列 （ip44）封闭式三 相异步电动机功率工作机所需有效功率为 pw= fx v= 3000nx 1.1m/s圆柱齿轮传动（8级精度）效率（两对）为=0.972球轴承传动效率（三对）为“2= 0.99 3弹性联轴器传动效率“ 3=0.9932输送机卷筒效率为44=0.96可动联轴器为“5=0.98电动机输出后效功率为口，pw3000m1.1pr0.972 父 0.993 父 0.993 父 0.96 父 0.985= 3.87kw要求电动机输出 功率为pr = 3.87kw型号查得型号y132m1-6封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kw=4.0涡我转速

4、r/min=960满载时效率%=86.6满载时输出功率为 pr =pe = 4000 m 0.866 = 3440wpr略小于pd在允许范围内选用型号 y132m1-6封闭式三相异步 电动机四.分配传动比目的过程分析结论 nm1 = 3.87传动系统的总传动比i - 其中i是传动系统的总传动比， nw多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min ; nw为工作机i2 =3.87输入轴的转速，r/min 。 60v60 m 1100分计算如下 nm =970r/min nw 一 65.68r / min配叼3.143200传i =840（两级圆柱齿轮）动比n

5、= (8 40)父 65.68 = 525.44 2627.20960a a co 展 d 二i 14.62 1 1565.68i1 化 i2 =j=3.87五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析|结论传 动 系 统 的 运 动 和 动 力 参 数 计 算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 为、为、勺、与、”4 ;对应于0轴的输出功率和其余各 轴的输入功率分别为 与、片、 4、片、片；对应于0轴的输出转矩和其 余名轴的输入转矩分别为%、1、4、 a ;相邻两轴间的传动比分别为加、3、吻、如；相邻两轴间的传动效率分别为附1、物、后3、制。轴

6、号电动机两级圆柱减速器工作机。轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)no=960ni=960n2=248.06n3=64.10n4=64.10功率p(kw)po=3.87p1=3.84p2=3.69p3=3.54p4=3.44转矩t(n mto=38.50t1=38.23t2=142.03t3=527.67t4=513.42两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比iioi=1i12=3.87i23=3.87i34 = 1传动效率ri 01=0.993r 12=0.96y 23=0.96r 34=0.973六.设计高速级齿轮目的过程分析结论选1）选用斜齿圆柱齿轮传相度2）选用8级精度等绯3）材料选择。

7、小齿轮材料为4 0 c r （调质），硬度为2 8 0 h b s ,大齿轮奴、材料为4 5钢（调质），硬度为2 4 0 hbs,二者材料硬度差为4 0 hbs材4) 选小齿轮齿数z 1=24,大齿轮齿数z2= i 1 z 1 = 3.87 x 24=93,取z2=95。料和选取螺旋角。初选螺旋角 p = 14二齿 数目的过程分析结论按式(1021)试算，即7 12%z u+1,zhze、2dit 31-()、 d u 。h 1)确定公式内的各计算数值(1)试选 kt =1.6(2)由图1 0 3 0,选取区域系数zh =2.433(3 )由图 1 0 2 6 查得 8dl = 0.78 徭=

8、0.87 % = % + %2 = 1.56(4)计算小齿轮传递的转矩1=38.03n m=3.803m104n mm(5)由表1 0 7选取齿宽系数d =1按 齿(6)由表1 0 6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa1/2面(7)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限接触hlimi =600mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限0hlim2 =550mpa强(8)由式1 0 1 3计算应力循环次数度 设n1 =60njlh =60父960父1父(8父300父10) =1.38父109计n2 =1.38父109/3.87 = 0.357父109(9)由图1 0 1 9查得

9、接触疲劳强度寿命系数khn1 =0.90 khn2 =0.96(10)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1 % ,安全系数为s=1,由式1 0 1 2得kzwft 1 hn 1 h lim 1 n 09 x nnmps 二二olvipahi 0.92 600mpa 552mpask rft ihn 2 hhm 26 门公 v ccnr/l do coq|/| do口 h 2 - 0.96x 550mpa - 528mpasuh = (oh1 +% 2) /2 = (552 + 528)/2mpa = 540mpa目的过程分析结论按 齿 面 接 触 强 度 设 计2)计算(1 )试算小齿轮分度

10、圆直径d1t ,由计算公式得,2x1.6x3.823x104 4.87 /2.433x189.8 $dit =3 xx 1 = 48.53mm1父1.653.87 、540(2)计算圆周速度v = sn=3=2.44m/s60m1000(3 )计算齿宽b及模数mntb=6dd1t =1x48.53=48.53mmd1t cosp48.53父 cos14 - . . _mnt =-11= 1.96mmz124h = 2.25mnt = 2.25父 1.96 = 4.41mmb/ h =48.53/4.41 =11(4)计算纵向重合度 wp邛=0.318 dz1tan p = 0.318 x 1

11、m 24 x tan14 二=1.903(5 )计算载荷系数 k已知使用系数ka =1 a.根据v=2.44m/s, 8级精度，由图1 0 8查得动载荷系数kv=1.13由表1 0 4查得khp = 1.342由图 1 0 1 3 查得 kfp =1.36假定 a t 100n/mm ,由表1 o 3查得 kha - kfof -1.4 d1故载荷系数 k =kakvkh0(khp = 1m1.13m1.4父1.342 = 2.123(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 a得目的过程分析结论按 齿d1 =d1t3/k/kt =48.53%2.123/1.6 = 53

12、.33mmd1 = 53.33mm面 接(7 )计算模数mnmn = 2.16mm触 强 度.d18sp _53.33“0s1412 16mmn乙24设计由式 10 17mn 3 32kt1yp cos2 p yfuysgdz12bf1)确定计算参数(1)计算载荷系数k = kakvkfotkfp = 1m1.13m 1.4父1.36 =2.15(2)根据纵向重合度邛=1.903,从图1 0 2 8查得螺旋角影响系数yp =0.88按齿(1) ”舁土里凶效根z _ z1_24一no ay弯zv1 _3 b _cos p24 26.2 7cos 14曲z _ z2_954 hq qq强 度 设v

13、2 cos3 p31 103.99cos 14(4)查取齿形系数计由表 10 5 查得 yfa1 = 2.592 yfa2= 2.177(5)查取应力校正系数由表 10 5 查得 ysa1 =1.596 ysa2 =1.793(6 )由图1 0 2 0 c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限ctfe1 =500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。fe2 = 380mpa(7)由图1 0 1 8查得弯曲疲劳强度寿命系数kfni =0.86kfn2 =0.89目的过程分析结论(8 )计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s= 1.4,由式1 0 1 2得二 f 1k fn 1 0 fe10.86 500

14、307.14mpa1.4齿数乙二34z2 =132二 f 2k fn 2。fe 20.89 380241.57mpa1.4(9)计算大小齿轮的yfaysa二 fyfa 1ysa1二f 12.592 1.596 0.01345307.57yfa 2丫sa22.177 1.793 0.01616241.57弯 曲 强 度 设 计几 何 尺 寸 计大齿轮的数据大2)设计计算mn -3i12 2.15 3.823 104 0.88 cos21421 242 1.650.01616 = 1.32mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn = 1.5

15、mm ,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径的齿数。于是由z1 = d1 cos 一 mnd1 = 53.33mm来计算应有53.33 cos1434.491.5取 z1 =34,则 z2 =i1z1 =3.87父34 = 131.58取22 =1321)计算中心距(乙 z2)mn2cos :(34 132) 1.52 cos14=128mm将中心距圆整为128mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z1 z2)mn(34 132) 2-=arccos=arccos13.432a2 128因p值改变不多，故参数 %(、kp、zh等不必修正。中心距a =12

16、8mm螺旋角= 13.43目的分析过程结论3 ）计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径“zimn34 m 1.5rl n/ 4m md1 = 52.4mmm i 门.uu. ri m i mcosp cos13.43 -d2 = 203.6mm,z2m2132 m 1.5 mccdn 203 6m m齿根圆直径df1 = 48.65mmm 2 一门一 . um 1 m 1cos p cos13.43 -几4 ）计算大、小齿轮的齿根圆直径df 2 = 199.85mm何df1 =d1 -2.5mn =52.4-2.5 父1.5 = 48.65mm尺df2 = d2 -2.5mn = 203.6-2

17、.5父1.5 = 199.85mm寸 计5 ）计算齿轮宽度齿轮宽度算b =gdd1 =1m 52.4 = 52.4mmb1 = 60mm圆整后取 b2 =55mm ； b1 = 60mmb2 = 55mm匚 2t12 m 32380 dylcnmft = -l =1459nd152.4合适验算kaft 1x1459 -2 7.8n / mm 31 ()、 d % u。h 1)确定公式内的各计算数值(1)试选 kt =1.6(2)由图1 0 3 0,选取区域系数zh =2.433(3)由图1 0 2 6查得 %=0.78油=087 % = % +%2 =1.56(4)计算小齿轮传递的转矩imid

18、z.obn m =14.203m104n mm(5)由表1 0 7选取齿宽系数6 d =1(6)由表1 0 6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa1/2(7)由图1 0 2 1 d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hiimi =600mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限0hiim2 =550mpa(8)由式1 0 1 3计算应力循环次数n1 =60njlh =60父960父1父(8父300父10) =1.38父109n2 =1.38父109/3.87 = 0.357父109(9)由图1 01 9查得接触疲劳强度寿命系数khni =0.92 khn2 =0.96(10)计算接触疲劳强

19、度许用应力取失效概率为1 % ,安全系数为s=1,由式1 0 1 2得=khn!zhliml = 0.92 x 600mpa = 552mpa s仃h2 khn2rhm2 -0.96550mpa -528mpaoh = (oh1 +*h 2)/2= (552 + 528)/2mpa = 540mpa目的过程分析结论2)计算分度圆直径按齿面接触疲劳强度设计(1 )试算小齿轮分度圆直径d1t ,由计算公式得d - 31t 一2 1.6 14.203 1041 1.654.87x3.8722.433 189.8= 63.29mmd1 = 60.86mm模数m =2.46(2)计算圆周速度v=rf0j

20、82m/s(3 )计算齿宽b及模数 mntb = 3d1t =1 63.29 = 63.29mmmntd1t cos :63.29 cos1424540= 2.56mmh =2.25mnt =2.25 2.56 =5.76mmb/h =63.29/5.76 =10.98 =11(4)计算纵向重合度名p=二0.3184, dz1 tan 一： =0.318 1 24 tan14 =1.903(5 )计算载荷系数 k已知使用系数ka =1根据v =2.44m/s,8级精度，由图1 0 8查得动载荷系数kv=0.75由表1 04查得kh ；.-1.355由图1 0 1 3查得 kfb. =1.325

21、假定 kaft 100n / mm ,由表 i o 3 查得 kha = kfof =1.4 d1故载荷系数 k =kakvkh 1khb=1 0.75 1.4 1.355 -1.423(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1 0 1 0 a得d1 =d1t3k/kt =63.293 1.423/1.6 = 60.86mm/7、4传/昔将dicosp60.86xcos14 o(7)计算模数 mn mn =2.46mmz124按齿 根弯 曲强 度设 计目的分析过程结论按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计山“2ktiypcos2p yfqysx山式 1。一 1 7mn 至 3d6 dzi

22、2%bf6)确定计算参数(1 )计算载荷系数k = k akv h = 1 m 0.75x1.4 x 1.325 = 1.391(2 )根据纵向重合度 sp =1.903，从图1 0 2 8查得螺旋角影响系数yp =0.88(3 )计算当量齿数z124zvl3r=3,产 26.27cos p cos 14 7c95zv2=z2r=95。= 103.99cos 口 cos 14(4)查取齿形系数由表 10 5 查得 yfa1 = 2.592 yfa2 =2.177(5)查取应力校正系数mil 0 5 查得 ysa1 -1.596 ysa2 -1.793(6)由图1 0 2 0 c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 o-fe1 =500mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限3 ,父 0.01616 = 1.89mm1父 242 m 1.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 60.86mm来计算应有的齿数。于是由取 zi =30 ,则 z2 =i乙=3.87父30 =116取z2 =116乙=30z2 =116几 何 尺 寸 计 算8)计算大、小齿轮的分度圆直径(a=(30+116)*2/