展开式二级圆柱齿轮减速器的设计与分析过程

1、计算及说明第一章设计任务书计算结果设计题目用于带式运输机机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。电驗机展开式减速器（1）带式运输机数据如下：运输带工作拉力F/=1800 N;运输带的工作速度 V=1.3m/s；运输带滚筒直径=250mm；（2）工作条件：单班制工作，空在启动，单向连续运转，工作中有轻微震动。运输带速度 允许速度误差为-5%。（3）使用期限：工作期限为十年，检修期间隔为三年。（4）生产批量及加工条件：小批量生产。二设计任务1）选择电动机的型号；2）确定带传动的主要参数集尺寸；3）设计减速器；4）选择联轴器；三具体作业1）减速器装配图一张；2） 零件工作图两张（中间轴

2、及中间轴大齿轮）；3）设计说明书一份。第二章电动机的选择一 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封 闭自扇冷式结构，电压为380V。选择电动机的容量工作机的有效功率为pw =-F=W=2.43kW从电动机到工作1000 1000机书容带间的总效率为：n 总=n i n n 1 n nnn n ：nn nmn w取联轴器的效率i= 2=0.98,高速级滚动轴承效率 n i，中间轴轴承效率 n n低速轴轴承效率n皿和滚筒轴承效率n闪为n i = n n = n皿=n IV = 0.995,取一级齿轮传动的效率n in，二级齿轮传动效率n nm为n in=

3、n nm =0.97,取卷筒和带传动的传动效率 n w=0.94则242n 总=0.98 X 0.995 X 0.97 X 0.94 =0.85由于电动机工作平稳，取使用系数 Ka=1.0,则电动机所需要的工作功率为Pd=2 43=1kW=2.919k W0.84二.确定电动机的转速综合考虑，电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使转速传动 装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，查参考资料 2表12-1 （系列电动机技术 数据）由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y100L2-4型，其主要性能如下表所示。表1-1Y100L2-4型电

4、动机的主要性能额定功型号率Pd/kWY1003L2-4满载时转速n /(r / min)r / min)1430最大转 矩 额定转 矩2.238第三章减速器的运动及动力参数的确定一 确定各级传动比1. 滚筒转速的确定nw2V二 r2 3.153.14 (260、=99.36r/min2. 计算总传动比nw1430r / min99.36r /min=14.393. 分配传动比取匕=1.4i高速轴的转矩则 i1=4.5i 3.2所以中间轴的转速n 2= i1 门=4.5X 1430r/mi n=457.6r/min 二确定各轴的功率电动机轴的转速nd=1430r/min1. 输入轴I的转速n1

5、= 1430r/mi n2 .中间轴U的转速n2=5.54X 1430r/mi n=457.6r/mi n3. 输出轴的转速n厂 nw =99.36r/min三确定各轴的输入功率1. 电动机轴的输出功率为Pd=3 kW2. 输入轴I的功率P1=Pd n 1 n “ =3X 0.98 X 0.995 X 0.97=2.84 kW3. 中间轴U的功率P2= P1 n nn 呗=2.84X 0.995X 0.97=2.74 kW4. 输出轴的功率P3= Pn n m=2.84X 0.995=2.72kW5. 卷筒轴的功率P卷=P3n 2n n w=2.72X 0.98X0.995X 0.94=2.5

6、0kW四各轴的输入转矩1. 电动机轴的实际输出转矩为Td = 9550X Pd N - m= 9550X N m= 20034.69 N mm nm1430p12 84T = 9550X 巴=9550XN m 19325.42 N mmn114303. 中间轴的转矩p22 74T2 = 9550X 竺=9550XN - m 57162.26N - mmn2457.64. 输出轴的转矩p32 72T3 = 9550X 匕=9550X 三三 N m 398477.14 N mn365.255. 卷筒的转矩T 卷=9550 X 山=9550 X -250 N m=365.57225 N- mn365

7、.25将上述计算结果汇总于下表，以备查用轴名功率P转矩T转速n传动比kwN mmr/mi ni电机轴320034.691430输入轴2.84193254.2114304.5中间轴2.7457162.26457.63.2输出轴2.72398477.1465.25卷筒轴2.50365572.2565.25第四章 减速器齿轮的设计计算第一节高速级及中间轴齿轮的设计及校核选择齿轮的精度等级材料和齿数1. 材料及热处理查参考资料2表10-1选小齿轮的材料均为40Gr,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为48-55HRC。2. 查参考资料1表10-4选用7级精度3. 选小齿轮的齿数为 Z1=22,则大齿轮齿

8、数Z2=Zn=22X4.5=994. 为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角B= 15一 按齿面接触强度设计按查参考资料2式（10-21）计算，即1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.6。12）查参考资料2图10-30选取区域系数ZH=2.425MPa13）查参考资料2图10-6选取材料的弹性系数Ze=189.8MPa至4 ）查参考资料2 图10-26查得；=0.75 ,； .2 =0.895 ,则名尸八c2 =1.645。5）由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料2表10-7 选取齿宽系数d=1.06）查参考资料2图10-21d按齿面硬度查得大

9、小齿轮的接触疲劳强度极 限二Him1=1100 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限 -Hiim 2=550 MPa。7）查参考资料2式10-13计算应力循环次数。N60门小山=60 1430 1（8 365 10） =2.50X 109NN1=4.52X 108i1查参考资料2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91, KHn2=0.955。8）计算接触疲劳许用应力。Khn lim1 =0.88 1100=968MPa取失效概率为1%,安全系数S=1，查参考资料2式（10-12）得Sk HN-lim2 =0.966 1100=525.25MPa2 _ 968 525.25MPa=535.

10、6MPa9）第三章已求得T1=57162.26N m 2计算2.43389.8I 535.6=21.19mm1）试算高速级齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t3 2 1.3 57162.264.5 1一、 1 勺.6454.52）计算圆周速度=1.59 m/s兀小升n 二3.14汽21.19汇143060 1000 60 10003）计算齿宽b及模数m”。b= d d1t =0.8 21.19=16.95 mmd1t cos - mnt=219 cos15 =0.93mm20h=2.25mnt=2.25 0.93=1.49mmb=16.95=8.06h 1.494）计算纵向重合度。o；=0

11、.318 d乙 tan - =0.318X0.8 22 tan 15 =1.495）计算载荷系数K。根据v=1.59m/s, 7级精度，由参考资料2图10-8查得动载系数Kv=1.05; 参考资料2表10-3查得KHa =KFa=1.2使用系数Ka=1 ;由参考资料2表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑（非对称布置，7级精度）用插值法求得 KhI =1.270;故载荷系数K= KA KV KHaKFa=1 1.05 1.2 1.27=1.6014另由图10-3查得Kf ：=1.186） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由查参考资料2式（10 10a）得小=小哈=254飞脅=258

12、 mm7）计算模数mn。21.19 cos1522=1.005 mmd1 cosSmn 二Z1三按齿根弯曲强度设计由参考资料2式（1017）计算m ；2 蚩Vd1Z12F J1确定计算参数1）计算载荷系数K= KA KV KHaK：=1 1.05 1.2 1.18=1.48682） 根据纵向重合度1=1.4996，由参考资料2图10-28查得螺旋角影响系数 Y 1=0.853）计算当量齿数Zvi = Z=249cos Q cos 15Zv2= =3=105.3cos P cos 154）查取齿型系数由参考资料2表10-5查得齿形系数YFai=2.75; YFa2=2.165。5）查取应力校正系

13、数由参考资料2表 10-5 查得 Ysa1=1.5725; Ysa2=1.8156）由参考资料2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限等于大齿轮的弯曲强度极限-fe1= rE2=620MPa7） 由参考资料2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1=0.82; Kfn2=0.888）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.2,由参考资料2式(10-得rkfN10.82P20fcF 1二=423.67 MPaFS1.2r1Kfn20.88 “20门“仆2如二=454.67 MPa2 S1.29)计算大、小齿轮的 X 1并加以比较YFasa12.75 1.57250.012072423.

14、67-F 1巾00864454.67比较可以看出小齿轮的数值大。2计算mn2 心.4868 X 19325.42 X 0.85 汇(cos15 =)20.8 22 1.620.01207022 =0.84 mm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=1.0 mm,已可满足弯曲强度。但为了同 时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=22.72mm来计算应有的齿数。于是有Z1di cos:mn22.72 cos151二 28.49取 乙=29,则大齿轮齿数Z2 =4.5 28 = 130 ,为使大小齿轮齿数互质，取Z2=1

15、31这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费四几何尺寸计算1.计算中心距(Z + Z2 mn (28 +131 1 cc a = z Z2o 93.17 mm2cosP2yos15将中心距圆整为94 mm。2. 将圆整后的中心距修正螺旋角R（乙 +Z2mn（29+1311-二 arccosarccos14 522a2x94因值改变不多，故参数 、K -：、Zh等不必修正。3. 计算大、小齿轮的分度圆直径_ Z1 mnd1=Z=29 1=29.99 mmcos14 52d2 = zmn=158.39 mmd cos ： cos14 524

16、. 计算齿轮宽度b = dd1 =1 29.99 = 29.99 mm圆整后取 B1=34mm； B2= 29 mm5）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,故以第二节中间轴小齿轮和输出轴齿轮的设计计算选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图名称公式乙Z2齿数Z29131模数（mm）mn1压力角n20螺旋角P14,52齿顶咼系数han1分度圆直径（mm）d =zg29.99158.39齿顶咼（mm）ha - mn han1齿根高（mm）hf = (han +C*n -)1.25齿顶圆直径（mm）da =d +2ha31.99160.39法面顶隙系数*cn

17、0.25齿根圆直径（mm）df =d -2hf27.49157.89一选择齿轮的精度等级材料和齿数1.材料及热处理查参考资料2表10-1选大小齿轮的材料均为40Gr,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为48-55HRC2查参考资料1表10-4选用7级精度1313第一节求得高速级和中间轴大齿轮的传动比为=4.52,1129为保总传动比为i总=21.92,则中间轴和输出轴之间的传动比应为i2声=317选小齿轮的齿数为 Z3=30,则大齿轮齿数ZZ3i2=30X 4.01=120.304为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动，初选螺旋角B= 15o二.按齿面接触强度设计按查参考资料2式（10-

18、21）试算，即251ZhZeV%邛u,h】丿da -1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3。12）查参考资料2图10-30选取区域系数ZH=2.433MPa。13） 查参考资料2图10-6选取材料的弹性系数ZE=189.8MPa4） 查参考资料2图 10-26 查得；a1=0.8, a2=0.90,则；a = ；a1 ；a2 75） 由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料2表10-7 选取齿宽系数d =0.86）查参考资料2图10-21d按齿面硬度查大小齿轮的接触疲劳强度极限 等于齿轮的接触疲劳强度极限即 二H lim1 =二Hlim 2=1100 MPa7）查参考

19、资料2式10-13计算应力循环次数。N3 =60n2jLh=60 457.6 1（8 365 10） =4.52X 109N 39N43=1.14X 10i 2查参考资料2图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.93, Khn4=0.915。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1，由查参考资料2式（10-得Khn3；伽3 =0.93 iioo=io23MPa-HSHN4-im4 =0.95 1100=1045MPaS3讣-HS41023 10454 二MPa =1034MPa9)第三章已求得T2=57162.26 N mm2计算1）试算高速级齿轮分度圆直径d3t，由计算

20、公式得)2 汉1.3x57162.263.18+12.433x189.8 Y疋7T !d3t_ 3=36.51mm2）计算圆周速度d3t 门2= 36.51 汇 258.16二 60 1000=3.14 60 1000m/s=0.50 m/s3）计算齿宽b及模数m”b= d d3t =0.8 36.51=29.21 mmd3t cos : mnt =Z3o29.21 cos15=30= 1.21mmh=2.25mnt=2.25 1.21=2.64mmb _ 29.21h 1.21= 11.044）计算纵向重合度。o；=0.318dZstan ： =0.318X 0.8 30 tan 15 =2

21、.045）计算载荷系数K。根据v=0.50m/s,7级精度，由参考资料2图10-8查得动载系数Kv=1.008;参考资料2表10-3查得KHa=KFa =1.2使用系数Ka=1 ;由参考资料2表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支撑（非对称布置，7级精度）用差值法求得Kh ：=1.279;故载荷系数 K= Ka Kv KHaKFa=1 1.008 1.2 1.279=1.547另由图10-3查得Kfb =1.196）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考资料2式（1010a）得d3=d3tJk- =36i罟=38.69 mm7）计算模数mn30mn 二色竺=3869 cos15 =2

22、8 mm Z3三按齿根弯曲强度设计由参考资料2式（1017）计算mn 232KTY：cos YFaYsad3zfF 11确定计算参数1）计算载荷系数K= KA KV KHaKe3 = 0.31，所以X2 =0.41，Y2 =0.87e3 二 0.31 P2，所以按左端轴承验算L 106LhC。3610=X60n I F360n礬3570559.9Lh=10X 365X 8=29200h因为bLh，所以所选轴承满足寿命要求。 至此，中间轴及其组件已设计校核完毕。第六章 输出轴及其组件的设计与校核计算第一节输出轴的受力分析一.求输出轴的运动和动力参数前面已经求得P3=2.72kW;n3=64.87

23、r/mi n;T3d4=181.79mm;二求作用在输出轴齿轮上的力输出轴齿轮和中间轴小齿轮啮合，它们受到的力为作用力与反作用力，所 以有Ft4=Ft3=4383.81N;Fr4=Fr3=16533.05NFa4=Fa3=1187.13NFt4、Fr4、Fa4分别为输出轴齿轮受的圆周力，径向力和轴向力。第二节初步确定输出轴的最小直径先按2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处 理。根据2表15-3，取A厂112，于是得p3J 2 72dmin =人3 兰=11-=37.89 mm n3V 64.87第三节 输出轴的结构设计一. I -U段轴的轴向和径向尺寸的确定I

24、- U用于安装联轴器，为输出轴的最小直径。故需同时选定联轴器。联轴器的计算转矩为Tca=2KAT，查3表14-1并考虑到转矩变化很小，故取 Ka=1.3，则Tca=2KAT=1.3X 根据计算转矩应小于连轴器的公称转矩的条件查3表14-1 (GB/T4323-2002)选用KL6型滑快联轴器，其公称转矩为500000N.mm 取半连轴器的直径为d2=38mm故d i - n =38mm取半连轴器的长度为L=60mm故Li-n =60mm查3表12-3选取电动机的轴径为 D=38mn故最终确定选用的联轴器的型号为KL 联轴器 38 60(GB/T 4323-2002 )J38X48I - n段选

25、用普通平键对联轴器进行周向定位，根据轴径di-n =38mm选用键宽X键高bX h=14X 9,选取键长为L=56mm二. n -m，W -毗段轴的轴向和径向尺寸的确定n - m，w -毗段轴用于安装轴承，查3表6-7 (GB/T 292-1994)选取内径为45mm的30209 (GB/T 292-1994 )型圆锥滚子轴承，因此，确定n -川段轴的轴径为Ln-m=L皿血=41,根据装配关系取其长度为 Ln-m =22.375,L vn-哑=49三M -V段轴的轴向和径向尺寸的确定弋-V段轴用于安装齿轮，为使安装齿轮方便，取dv-肚匕dv觇大4mm，故d可-v=49mm。四. v -W段轴的

26、轴向和径向尺寸的确定v-切段为轴肩，用于对齿轮定位，取其直径为dv-灯=65mm，长度为Lv-灯=5mm五. W-v段轴的轴向和径向尺寸的确定IV- v段轴的作用为对挡油环的大端进行定位取其直径为dw-v=50mm，长度为 Lw-v =23.125mm六确定轴上倒角和倒角尺寸查参照资料2表15-2,取轴端倒角为2 45，各轴肩处的圆角半径见图 至此中间轴的轴和径向尺寸已基本确定。第四节轴上零件的定位轴上需要定位的零件主要是齿轮，对其周向采用普通平键定位，由于安 装齿轮段的轴径为49mm,查2表6-1选取键宽X键高=14X9,选取键 长为L=32mm ,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故

27、选择齿轮轮毂与轴配合为也n6第五节 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（见下图）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位 置时，应从手册中查取a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由3表65（GB/T 292-1994）查得 a=17.5mm。一 着力点位置确定和力的分析由轴上零件的装配关系可得Li=57.85mmL2=46.625mm因此，作为简支梁的轴的支撑L=L i+L2=57.85+46.625mm=104.475mm二求水平面内水平面内的力和弯矩受力图、弯距Mv图，见上图FnH357.85 2532.11N =1402.08N104.475FNH4=Ft4+FNHi =4383.81-1402

28、.08N=2981.73 NM=Fnh3Li=1402.08Xd4181.79M a4 = Fa4 - 2 2三.求垂直面内的力和弯矩NV4F4 Ma4L165305 57.85 101904.18104.475N =1890.72NFnv3=Fnv4-Fp4=1890.72-1653.05N=237.67NM1=Fnv3L1=237.67XM=M+M4四做合成弯矩图，见上图M3 M2 -M21 M6 = sM 2 M 22 五做扭矩图T2第六节按弯扭合成应力校核轴的强度按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大 弯矩和扭矩的截面的强度。根据2式（15-5）及第三节求得的

29、数据 进行计算。取:=0.6，则轴的计算应力为ejM；ax +（吒）2O =caW其中 W 0.1d3=0.1 x 453mri=9112.5mrn所以Jm ；ax 十(町2)2J113250.072 +()2. g厂-ca=MPa=45MPaW9112.5前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表215-1查得 = 60MPa第七节 精确校核输出轴的强度一 判断危险截面n -川段轴径虽然稍大，但其所受到的弯矩最大，同时它还受到较大的扭矩，并且由于键槽的存在会引起极大的应力集中， 故需要对其进行校核。而,n - m，w -毗段轴虽然轴径较小但其所受的弯矩小的多，故不需校核。I - n段只受到受扭

30、矩也不需要校核。二截面切左侧抗弯截面系数3333W=0.1d=0.1 49 mm = 11764.9mm抗扭截面系数WT =2W =2 11764.9mm3 = 23252.98mm3前已求得截面n左侧的弯矩 M为M = 113250.07N mm中间轴上的扭矩T为T 3984277.4 N mm截面上的弯曲应力M 113250.07二 bMPa = 87.96MPaW 11764.9截面上的扭转切应力Wt3984277.423252.98MPa =101.34MPa轴的材料为45钢，调质处理由2表15-1查得二b =640MPa，二4、=275MPa，-155MPa，截面上由于轴肩而形成的理

31、r2D45论应力集中系数按2附表3-2查取。因=0.037 =0.97 ,d49d49经插值后可查得=1.52 ：= 1.74又由附表3-1可得轴的材料敏感系数为q；：.- = 0.82,q . - 0.85故有效应力集中系数为k；=1 q；(：上一 1)=1 0.82 (1.52 1)=1.544k =1 q （：-1） =1 0.85 （1.74 -1） =1.33由2附图3-2的尺寸系数；_=0.90；由2附图3-3的扭转尺；=0.92轴按磨削加工，由2附图3-4的表面质量系数为电十严0.92轴未经表面强化处理，即 =1，则综合系数为K 二吗丄一10.900.92= 0.886查手册得碳

32、钢的特性系数丄11.3211 =1.760.900.92=0.1 0.2,取=0.1=0.05 0.1，取 =0.05则计算安全系数Sca值，得275= 18.23k、,m=m 0.996 87.960.1 01551 775 101.34 *005 101.34 =5.371.7750.05 -18.23 5.37:2.82 一 S = 1.5.18.232 5.372故可知其安全.三截面U右侧：抗弯截面系数3333W=0.1d =0.145 mm =9112.5mm抗扭截面系数WT =2 W=2 9112.5mm = 18225mm前面已经求得截面U左侧的弯矩M为M =95196.02N mm中间轴上的扭矩T2 =3984277.4 N mm则截面上的弯曲应力95196.029112.5MPa =10.47MPa截面上的扭转切应力互 二 3984277.4 MPa =187.3MPaWt1822.5过盈配合处的 幺，由2附表3-8用插值法求出。，并取匕=0.8且，于是得鱼=2.49，匕=0.8 0=0.8 2.49 =1.96轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强