两级斜齿圆柱齿轮减速器的轴系设计计算说明书

1、浙江工业大学两级斜齿圆柱齿轮减速器的轴系设计计算说明书姓名：郑超超学号：201302070426班级：机电5班设计时间：2016年1月9日目录21错 误！未定义书签。23418第一章拟定传动方案第二章运动参数计算1 .传动比的分配2 .运动和动力参数的计算第三章各传动零件的设计计算参考文献第一章拟定传动方案本课程设计的任务是设计两级斜齿圆柱齿轮减速器的轴系。根据设计要求，减速器的输入轴转速为2890r/min,输出轴转速为300r/min,输入轴功率为4kw计算得到总传动比为i=nm=2890r/min=9.63。nw300r/min减速器的运动简图如下：图-1两级展开式圆柱齿轮减速器运动简图

2、第二章运动参数计算第二章运动参数计算1 .传动比的分配总传动比为：i=nm=9.63nw取if=4.25,is=2.27取圆柱斜齿轮传动效率取为i2 .运动和动力参数的计算L=0.97,一对滚动轴承的效率取为'=0.995g1、各轴转速ninm = 2890r / minn _ 2890r / min f :一4.25=680r / minni680r / min=300r / minis2.272、各轴输入功率二4kwPi0.9950.97=3.86kWPii=PIrg=3.860.9950.97=3.73kW3、各轴输入转矩_P一T=9550=13.22NmnTii=9550=54

3、.21NmnTII=9550=118.74Nmnii第三章各传动零件的设计计算一、齿轮传 动设计计算 1.高速级齿 轮传动计算（1）选定齿 轮类型、精 度等级、材 料及齿数设计条件：ni=2890r/min,if=4.25,P=4kW,两班制，工作寿命5年。1）根据运动简图的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。设置I轴上小齿轮z1为左旋，则II大齿轮z2为右旋，为抵消部分轴向力，II轴上小齿轮z3为右旋，III轴上大齿轮z4为右旋2）参照2210页表10-8因机中各类机器所用的齿轮传动的精度等级范围，选择8级精度。3）材料选择。因机器工作环境速度不高，有粉尘。选择小齿轮，大齿轮材料相同为45钢（调

4、质），硬度为235HBS4）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数为z2=4.25M20=85。5）由2214页可知，螺旋角常在P=8-20之间选择，这里2）按齿面接 触强度设计按2218页公式10-21试算，即:取P=14口。1/、22&工u±1ZhZe确定公式中各计算数值1）试选Kt=1.6。2）计算小齿轮传动转矩03）由2205页表10-7选取齿宽系数露=1。4）由2201页表10-6查得材料弹性影响系数为1Ze=189.8MPa2。5）由2210页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限外同=600MPa,大齿轮接触疲劳强度极限。2=550MPa。6)由2206

5、页式10-13计算应力循环次数N1=60nljLh=6028901(283005)二4.16109N24.161093.85= 1.081097）由2207页图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.9,Khn2=0.95。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数为S=1,由2205页式10-12得'KHNr-'lim1-h10.9600MPa=540MPa1StH2=Khn2'-lim2-=0.95550MPa=522.5MPaS9)许用接触应力为'-H，LH1H-531.25MPa2计算10) 由2217页图10-30选取区域系数ZH=2.44。

6、11) 由2215页图10-26查得力1=0.76,%2=0.87,则%=%+*02=1.63。1）计算小齿轮分度圆直径d1td1t3.2 1. 61.322104 5.25一 .1 1.634.2522.44 父 189. 8 ;'、""531.25mm=24.4mm2）计算圆周速度二 d*”vt601000二 24.42890601000m/ s = 3.69 m/ s3）计算齿宽b和模数mntb=dd1t=124.4mm=24.4mmntd1t cos :Zi2. 25nt2.25 1.18 mm= 2.66 mm24.49.172.664)计算纵向重合度24

7、.4cos141.18mm20=0.318dZ1tan=0.318120tan14=1.5865)计算载荷系数由2193页表10-2选取使用系数Ka=1;根据v=4.42m/s,8级精度，由2194页图10-8查得K=1.1;由2197页表10-4查得KhR=1.450；由21986)7)页图10-13查得Khq( = KFoL 1.4°K = KaKAKh：a日=1.36；由2195 页表10-3查得故载荷系数为=11.2 1.4 1.45= 2. 333按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由2204页式10-10a 得d1=d1t(2. 333 mm= 29.5 mm,1.6

8、计算模数(3)按齿根 弯曲强度计 算确定计算参 数按2216页式d1 cos :Zi10-17mn29.5 cos 14/mm= 1.43 mm20计算，即_3,，2KTycos" YFaYSa1)计算载荷系数K=KAKvKF.KF：=11.11.41.36u2.09442）根据纵向重合度邓=1.586,从2217页图10-28查得Yp=0.88o3）计算当量齿数z120Zvi=3-=321.89cos:cos14z285zv2=3一=3=93.05cos:cos144）查取齿形系数由2200页表10-5查得YFa1=2.7244,YFa2=2.17245）查取应力校正系数由2200

9、页表10-5查得YSa1=1.5689,YSa2=1.79766）由2208页图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限仃FE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限仃FE2=380MPa7）由2206页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86,设计计算8）KfN2=0.9计算弯曲强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由2205页式10-18得!- I - KFN1 二FE1 S=307.14MPaI；- I 一"2二吒2 S= 244.29MPa0.86 500 .c MPa1.40.9 380 MPa1.49）计算大小齿轮的YaYSa并加以比较YFa 1YSa12.7

10、244 1.5689307.14= 0.01392YFa2Ysa2 = 2.1724 1.7976tF 2244.29-0.01599大齿轮的数值大。(4)几何尺 寸计算mn - 32 2.09441.3221040.88 cos2 14 0. 015991201.62=1.04mm对此计算结果，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=2mm。为了能同时计算中心距满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径弓=29.5mmE计算应有的齿数。于是有按圆整后的 中心距修正 螺旋角Z1d1 cos : 一叫29.5 cos 142=14.3取 Z1 =

11、20, Z2 = 4.25 父 20 = 85。o(ZiZ2)na二2cos-(2085)2=108.21mm2cos14将中心距圆整为108mm计算大小齿 轮分度圆直 径(Z1Z2)n(2085)2-=arccos=arccos2a2108:13.54因P值改变不多，故参数"、Kp、ZH等不必修正。,z1ml202d1一一n二mm41.2mmcos:cos13.54计算齿轮宽 度Z2ml852d2=mm=164.6mmcos卜cos13.54b=dd1=141.2mm=41.2mm圆整后取B2=45mmB1=50mm2.低速级齿 轮传动计算（1）选定齿 轮类型、精 度等级、材 料及

12、齿数设计条件：nII=860r/min,is=2.27,PI=3.86kW,两班制，工作寿命15年。1）根据运动简图的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。设置II轴上小齿轮z3为右旋，则III大齿轮z4为右旋。2）胶带输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料选择。因机器工作环境速度不高，有粉尘。由2191页表10-1选择小齿轮材料选择40Cr（调质）,硬度为275HBs大齿轮材料为45钢（调质），硬度为235HBs两者硬度差为40HBS4）选小齿轮齿数Z3=15,大齿轮齿数为Z4=2.27父15=34。5）由2214页可知，螺旋角常在P=8-20之间选择，这

13、里（2）按齿面 接触强度设 计确定公式中 各计算数值按2218页公式10-21试算，即:3t_32KtTII u 11）试选 Kt =1.6。2）计算小齿轮传动转矩丁 9. 55父106品TII:nIII: 54.21NmZe、29. 55 1063.86860Nmmo取P=14%3）由2205页表10-7选取齿宽系数6d=1。4）由2201页表10-6查得材料弹性影响系数为1_Ze=189.8MPa2。5）由2209页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa,大齿轮接触疲劳强度极限。4=550MPa。计算6)由2206页式10-13计算应力循环次数N3 =6

14、0nIIjLh = 60 860 1 (2 8 300 3)= 7.4304 108N47. 43 04 1 08,八8 3.2733103. 27)8)由2207页图10-19取接触疲劳寿命系数khn3=1.01,KhN4 =1.08。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数为S=1, 由2205页式10-12得K HN 3 0 lim 31.01 600MPa = 606MPaKHN4 lim4.=1.08 550MPa =594MPa9）许用接触应力为卜H 3 - !二H L :600MPa由2217页图10-30选取区域系数ZH =2.44。10)由2215 页图 10-26 查

15、得% =0.75, %4=0.87,则&=S03+%4=1.63。1）计算小齿轮分度圆直径d3td3t- 32 M 1. 6 M 54210 3. 272.44 父 189. 8'2J mm11.632. 276002)45. 03mm计算圆周速度：d3tnH60 1000二 45. 03 860,，m/ s =2. 03m/ s6010003)计算齿宽b和模数mntb=ddat=145.03mm=45.03mm4)5)6)7)m1td?cos:45.03cos14Z315=2.91mmh=2.25nh计算纵向重合度b/=2.252.9lmm=6.55mm45.03°

16、:6.876.55；：=0.318dZ3tan:=0.3181=1.19计算载荷系数15tan14由2193页表10-2选取使用系数Ka=1;根据v=2.03m/s,8级精度，由2194页图10-8查得Kv=1.08;由2197页表10-4查得KHg页图10-13查得KFp=1.36；由2195Kh<x=Kfu=1.4。故载荷系数为K=KAKvKH.KH-：=11.081.41.46=2.21按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,10-10a得d3:45.032.21计算模数d3cos:=1.46;由2198页表10-3查得由2204页式mm=50.2mm50.2cos14mm=3.2

17、5mmZ315(3)按齿根弯曲强度计算按2216页式10-17计算，即mndZ3二确定计算参数1)计算载荷系数K-KAKvKF-KF；-11.081.41.36=2.0562)根据纵向重合度从2217页图10-28查得Yp=0.88o3)计算当量齿数Zv3Z3154)zv 4查取齿形系数3 cosZ4cos3 :cos314343cos 1416.4237.22由2200 页表 10-5 查得 YFa3 =2.7244,YFa4 =2.24设计计算5)6)7)查取应力校正系数由2200 页表 10-5 查得 YSa3 = 1.5689 ,Ysa4 =1.75由2208页图10-20C查得小齿轮

18、弯曲疲劳强度极限仃FE3 =500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限 仃FE4 =380MPa由2206页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.94,Kfn4 =。968)Kfn3二 FE3 0.94 5001.4MPa计算弯曲强度许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由2205页式10-18得=335.71MPaKFN 4'- FE40.96 380MPa1.4=260.57MPa9)计算大小齿轮的YFaYsa并加以比较YFa 3YSa31M2.7244 1.5689 0.01273335.71YFa4YSa442.241.750.01504260.57大齿轮的数值大，取0.01

19、504。(4)几何尺寸计算.22.056542100.88cos214mn_30.01504一11521.63=1.96mm对此计算结果，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n=4mm为了能同时满足接触计算中心距疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=50.2m冰计算应有的齿数。于是有d3cos:50.2cos14z3一312.2办4取Z3=15,Z4=34。a«3z4师二（1534）42cos:2cos14=101mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度将中心距圆整为101mm忆z4）mn（1534）4-=ar

20、ccos=arccos2a2101二14.0因P值改变不多，故参数"、Kp、ZH等不必修正。,z3ml154d3=nmm=61.8mmcos:cos14.0,z4ml344d4=nmm=140.2mmcos:cos14.0b=dd3=161.8mm=61.8mm圆整后取B2=65mmB1=70mm齿轮机构的参数如下:级别乙Z2mn/mmmt/mm高速级208522.06低速级153444.12级别P/0«n/°*ha/mm高速级13.54201B1_50mmB2=45mm低速级14.0201B1_70mmB265mmd1=mtz1=2.0620mm=41.2mmF

21、t2Ti di2 1322041.2N = 642N二、中间轴II的设计(1)求作用 在齿轮上的 力大齿轮Fr=Ftan：n=642xtan200=240Ncos:cos13.54F-EtanB=642tan13.54:155Natd2=mz2=2.0685mm=175.1mm中间轴的大齿轮与高速轴的小齿轮啮合，因而有:K二-642NFr2=Fr=240NFa2=Fa=155Nd3=mz3=4.1215mm=61.8mm中间轴传递的扭矩为Th=54.21Nm0因而小齿轮上的力为:小齿轮L2Tl2 54210、，一匚IIFt 3 =N = 1754Nd361.8tantan20kiFr3=Ft3

22、_n=1754:658NcosPcos14.0Fa3=Ktan:=658tan14.0=164N（2）初步确 定轴的最小 直径选取轴的材料为45钢，调制处理。根据2370页表15-3取A0=115。根据2370页式15-2初步估算轴的最小直径。,八|Pi-3.86.cdmin=A03=1153mm=19.0mmnii860（3）轴的结 构设计1.拟定轴上 零件的装配 万案1）初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照轴的最小直径为dmin=19.0mm|初步选择30304（GB/T297-1994）,其基本尺寸为dDT=20mm52mm15mm2）取安

23、装齿轮处的直径为30mm左右两端轴承与齿轮之间均采用套筒定位。3）具体尺寸见零件图3.作弯矩图 并进行强度 校核首先根据轴的装配结构图（图-4）做出轴的计算简图（如图-5）。在确定轴承指点位置时，由手册3369页查得a=16.8mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图中间轴II的弯矩图和扭矩图(4)求轴上载荷载荷垂直面V水平面H支反力FFnv1=598NFnv2=300NFnh1=1595NFNH2=801N最大弯矩MB=42585Nmim扭矩TTII=54210Nmm从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。(5)按弯扭组合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B)的强度。根据2373页式15-5及表-5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取000.6(2373页)，轴的计算应力为<Tcaca(a1)2W425852(0.654210)20.1303MPa=19.8MPa前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由2362页表15-1查得仃=6