二级展开式圆柱齿轮.

1、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33一、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：1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4一带式运输机；5一鼓轮；6联轴器2 .工作情况:载荷平稳、单向旋转3 .原始数据：输送带滚轮的直径D（mm：330输送带速度V

2、（m/s）:0.63主动轴所需扭矩T（N/m）:700皮带轮转速N（r/min）:1000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3）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、传动方

3、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PwTn2）电动机的输出功率PdPd=Pw/刀2.67kW9.55*10n二喝承”2轮”联轴器=0.993X0.972X0.99X100%=90.38%由于，故：pd=2.97

4、kW3 .电动机转速的选择：根据n=(i-2in)nw,初选为同步转速为1500r/min的电动机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nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比i:由于nw=v父60黑1000/(兀D)=36.50r/min故计算得到总传动比：i=39.452 .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，于是可按下式分配传动比：

5、i1=1?因为i=39.45,取i=40,i1=7.2,i2=5.48此时速度偏差为0.2%2.32KtTu1ZE；MuvU4)确定公式内的各计算数值:(1)试选Kt=1.3；(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.5；(3)由表10-7选取尺宽系数d=1;(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa;(5)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限41im己600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限仃HIim550Mpa;(6)由式1013计算应力循环次数：N1=60njLh=60*1440*1*(2*8*300*10)=4.2*109N2=NI/7.2=0.58*

6、109由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHNI=0.88；KHN2=0.92；(7)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)得0H1=0.88600=528MPa0H2=0.92550=506MPa二H=minWH1卜H2-506MPa5)计算过程：(1)试算小齿轮分度圆直径叫:3r、2K/IU+1(ZEITT丁：口)(2)计算圆周速度:V=Tt*d1t*n2/(60*1000)=兀*40.90*1440/60000=3.08m/sd1t2.32=2.323.1.326.3103;118.2189.827.2(506=40.90mm齿宽b=?d*d1t=1*4

7、0.90=40.90mm模数m=.=或9=2,045zi20齿高h=2.25m=2.25*2.045=4.60mm齿宽与齿比为b/h=40.9/4.6=8.89(4)计算载荷系数K:已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v=3.08m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=i.i;对于直齿轮KH：.=1；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，KH：1,450由b/h=8.42，查图10-13得KFP=1,48,故：K=KAKvKH-KH：=11,111,48=1,628(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得33d12,K/Kt=41,36、1,

8、628/1,3=45.05mmd1=d1tk/kt=40,9031,628/1,3=40,9(6)计算模数mm=d1=45,05/20=2,25mmZ13.按齿根弯曲强度设计：由式(1017)(3)计算齿宽、模数及齿高等参数:K=KAKVKF：.KF一二二11.111.48=1.6287）设计计算32KTiYFaYsa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仃FI齿轮的弯曲疲劳强度极限仃F2=380Mpa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.88KFN23）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4,由式10-12得：tF11=KFN10FE1/S=303.57

9、Mpa-F2=KFN2FE2/S=252.43Mpa4）查取齿型系数和应力校正系数由表105查得YFa1=2.850;YFa2=2.175由表105查得YSa1=1.540；YSa2=1.798500Mpa；大0.935）计算大、小齿轮的Ya斗并加以比较YFa1YSa1=2.851.54=0.01456F303.57YFa2YSa221751798_=0.01549252.43大齿轮的数值大。6)计算载荷系数321.62826.3103119210.01549=1.54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

10、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1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d1=45.05mm1）小齿轮齿数Zi=di/m=MZi=202）大齿轮齿数Z2=Zi*7.2=144取Z2=1445.几何尺寸计算：1）计算中心距：a=-z-z2-m=184.5mm22）计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=Z1*m=45mm,d2=Z2*m=324mm计算齿轮宽度：b=dd1b=45mm小齿轮齿宽相对大一点因此B1=50mm,B2=45mm3）结构设计:4.最终结果：m=1.54标准模数选择：以大齿轮为

11、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5.48):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40HBS2)精度等级选用8级精度；3)试选小齿轮齿数乙=24,大齿轮齿数Z2=132的；2.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(10-9)试算，即4)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=1.3；(2)由图

12、1030选取区域系数ZH=2.5;(3)由表107选取尺宽系数6d=1；(4)表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa(5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。Hlim亍600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限dt2.322KtTu+1ZEQHiim2=550Mpa；(6)由式1013计算应力循环次数：9N1=60nljLh=60256.712830010)=0.74109N2=N1/4.32=1.71108由图1019查得接触疲劳寿命系数KHNI=1.86；KHN2=0.92；(7)计算接触疲劳许用应力：S=1取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)

13、得:二H1=0.86600=516MPa卜=H2=0.92550=506MPa二H=minOH1，0H21-506MPa5)计算过程:(1)试算小齿轮分度圆直径d1t(2)计算圆周速度(3)计算齿宽b及模数mb=：%d1t=173.54=73.54mmm=d=73旦=3.06424齿高hu2.25m=2.253.06-6.89mm齿宽与齿高比b/h=73.54/6.89=10.67(4)计算载荷系数K=2.3231.3181.510316.61189.85.61(5062)=41.36mm二dt%601000二73.54256.7601000=0.99m/s已知载荷平稳，所以取KA=1；根据v

14、=0.99m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.06;由于直齿轮KH：.=KF：.=1；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，KHP：1,63；由b/h=8.44,查图10-13得KFP=1.461K=KAKVKH.KH2=11.0611.463=1.55(4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(1010a)得33d1=d1t,K/Kt=73.54.1.55/1.3-77.98mm(5)计算模数mm=dl=7798=3.25mm乙243.按齿根弯曲强度设计：由式(1017)mn；幽华卜dZi心1)确定计算参数(1)由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳

15、强度极限%i=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限oF2=380Mpa(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.87KFN2=0.91(3)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4,由式10-12得hitKFNI-FEI/S=310.7MpatF2=KFN2:FE2/S=247MPa(4)查取齿型系数和应力校正系数由表105查得YFai=2.650；YFa2=2.180由表105查得YSa1=1.580；YSa2=1.790(5)计算大、小齿轮的串并加以比较LFYFa1YSa1=2.651.58=0.01348%1310.7/：22=281.79=0.01580F2247大齿轮的数

16、值大。(6)计算载荷系数K=KAKVKF：,KF1=11.0611.461=1.552)设计计算忙；卫五菰0=2.2912421最终结果：m=2.294 .标准模数的选择：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di=77.98mm小齿轮齿数z1=d1/m=31.2,取z1=31大齿轮齿数z24.32=1345 .几何尺寸计算：6

17、）计算中心距：z1z2ma=2-=206mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径：d1=z1m=77.5mmd2=z2m=335mm计算齿轮宽度：b=dd1b=77.5mm小齿轮齿宽相对大一点因此B1=82mm,B2=78mm3）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。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,T=30-40MPa1轴错误！未找到引用源。15.69mm考虑到联轴器、键梢的影响，取d1=18mm2轴错误！未找到引用源。27.50

18、mm取d?=30mm3轴错误！未找到引用源。44.20mm取d3=45mm2 .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:轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor7206C3062161365623157208C408018477336.825.87211C5510021649152.840.53.确定轴上零件的位置和定位方式:1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

19、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：（一）中间轴的结构设计:388084449（三）低速轴的结构设计:第二部分强度校核Li=82.8mmL2=120.0mmL3=30.8mm33轴的抗弯截面系数：Wi，.刈=583.2mm作用在齿轮上的力:c26300=2=2922N18Fr1=Ft1tan=二2922tan20=1064N

20、按弯扭合成应力校核轴的强度：6as437648503856I高速轴:对于角接触球轴承7206c从手册中可以查得a=14.2mm轴的最小直径:d1=18mm校核该轴和轴承:2Tidi45钢的强度极限为Bp】=275Mpa,又由于轴受的为脉动循环载荷，所以0.6所以该轴是安全的，满足使用要求。II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：L=53mmL2=70mmL3=35mm轴的最小直径d2=30mm,33轴的抗弯截面系数：W2：0.1d2=2700mmFH2FV2L30.8L一FHI-Fti=557N161.6FH2=%-FHI=2365NMH=120.8F

21、HI=67NmFV130.8161.6Fr1=203NFV2:FM-FV1=861NMV=120.8FV1=24.5Nm总弯矩：Mm=M2MJ=71.3Nm扭矩：T1=26.3NmMm（1）2W=125MPa二 二Jp作用在2、3齿轮上的圆周力:Ft22T2_2141.4103口258-1096N32141.41077.5=3649N径向力:Fr2=Ft2tg1096tg20=399NFr1=Ft1tg-3649tg20=1328N求垂直面的支反力：-Fr2l3Fr1(l2l3)1328(3570)-39935=794JI1I2I3537035F2V=F1一FV一Fr2/p>

22、3N计算垂直弯矩：MaVm=FJ1=794531 八 42NmMaViFV(l1l2)-Fr1l2=1794(537013287010=-4.Nm求水平面的支承力:F1HFt2l3Ft1(l2l3)1096353649105o=_t23_tk_V2_3/=266Nllll1l2l3537035Ft2F3一F1H=109636492668207N计算、绘制水平面弯矩图：_3MaHm=F1Hl1=266812310=330N.m3MaHn=-H(l1l2)F1l2-2668(5370)36497010=73Mm求合成弯矩图，按最不利情况考虑:Mam-MjmHHm4330=332.6mMa广用记二”

23、.7+73=7Nm0=0.6)Me=M*(工)2=332.66(0.6141.4)=343.3N.m求危险截面当量弯矩: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Me=M；m(E)2=73(0.6141.4)=112J.m计算危险截面处轴的直径：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：L=49mm,L2=107mm轴的最小直径：d3=55mm,33轴的抗弯截面系数：W1：0.1d1=9112.5mm作用在齿轮上的力:2T3586800区=2=3503Nd3335匕3=Ft3tan=3503tar

24、2(o=127N按弯扭合成应力校核轴的强度:m-m截面:n-n截面:JM：十(32)2W2=42MPa二 JpJ=127MPa0pMH=107FH1=117.Nm49_Fr3=400.5N156Mm二飞41MPa-DWp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：-。=)一轴承寿命可由式h60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1，取；=3基本额定动负荷为C=23103N49Ft3107FH2FH149FH1二通Ft3=1100NMH用2=%一%=240

25、N45钢的强度极限为9p=275Mpa所以口=0.6。总弯矩：Mm=M2M；=125.Nm扭矩：=586.aNm又由于轴受的为脉动循环载荷,kt-tMNMV=10沃1=42.9NmFr3FV1FV2MVFr1二.FI2.FIH;20325572:592.8NF.2=,F短F22H=8861223652=2516.8NL=（Cl）；h=0（123103月=3.0105则60n2Pfp60d4401.”2516.8,该轴承的寿命满足使用10年要求。II中间轴:轴承7208c的校核，即轴承寿命校核：106ftC.Lh()轴承寿命可由式h60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲

26、击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1,取名=3_3基本额定动负荷为C=36.810NFr1=,FlF1H=794226882=2803NFr2=FTF2T-；135220772-2081N106Cft106136.810335Lh=()h()=1.110则60n2叫6。父256.7俨28。3，该轴承的寿命满足使用10年要求。III低速轴：轴承72011c的校核，即轴承寿命校核：Lh=%型):一轴承寿命可由式60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1,取名=3基本额定动负荷为C=42.8103N

27、%二一弓：二，,400.311002:1170.6NFr2=FT百一874.52403=2557N1C6Cft.106142.810336Lh=()h=()=0.9810则6%PfP60父59.41.12557，该轴承的寿命满足使用10年要求。八、箱体内键联接的选择及校核计算：1.传递转矩已知；2 .键的工作长度l=L-bb为键的宽度；3 .键的工作高度k=0.5hh为键的高度；32TM10、.一,，一、.=8mma为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=206.25,6=8.16=8满足要求，取壁厚=10mm(2)箱盖壁厚6尸(0.80.85),a=8mm,则a=8.5mng(3)地脚螺栓直径

28、df=0.036a+12=19.4,选择M20(4)地脚螺栓数目：由于a=20650mm外箱壁至轴承座端面距离L1CI+C2+(58)mm大齿轮顶圆与内箱壁跑离1=615mm齿轮端面与内箱壁跑离2=61220mm箱盖肋厚m10.85和7.5mm箱盖肋厚m20.8568.5mm轴承盖外径D2图6-27D2=Do+2.5d3mm轴承旁连接螺栓跑离s图7-2凸台外径十一、减速器附件的选择：1.通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18X1.52 .油面指示器：选用游标尺M163 .起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4,放油螺塞：选用外六角油塞及垫片MH5X1.5十二、润滑与密封:1.齿

29、轮的润滑:根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型：由于低速级周向速度小于12m/s,采用浸油润滑，II级大齿轮浸油高度hf约为0.7个齿高但不少于10mm该大齿轮齿高hf=2,510mm所以II级大齿轮浸油高度取hf=11mmIII级大齿轮浸油高度hs大于一个齿高小于1/6半径(3.12556.7mm),由于III级大齿轮和二级大齿轮的半径差为39mm所以大齿轮的浸油深度选为hs=50mm大齿轮齿顶圆到油池低面的距离为3050mm所以选取的油池深度ho为80mmH2 .滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为0.99小于2m/s,所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。3 .润滑油的选择：齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油轴承润滑脂，选用通