二级展开式圆柱齿轮减速器设计计算说明书

一设计题目：带式机的传动装置的设计题号带式机的工作原（二级展开式圆柱齿轮器带式机的传动示意图35℃；5卷筒直径封闭式系列的——交流电动机。电动机容量的选Pw由题中条件查询工作情况系数6 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6…联——联轴器的传（2个轴——轴承的传动效率对

齿——齿轮的传动效率（27效 其中联=0.99（两对联轴器的效率取相等

轴轴

轴承=0.99（44对轴承4

=0.98（两对齿轮的效率取相等

总 2

=0.99*

*

*

Pw=2.9

Pd＝3.18nw=95.5

Pd＝Pw/总，总电动机转速的选由 V 60

960r/min。基本符合题目所需的要求。电动机额定功率堵转--三计算传动装置的运动和动力参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为：i总＝nm/nw 由于箱是展开式布置，所以i1＝（1.3-1.5）i2因为i＝10.05，取i＝10.05，估测选取 3各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算 高速 n1=nm 中间轴 n2=n1 低速轴 n3=n2=95.7r/min。各轴功P0=Pd*01=3.18Kw高速 P1=P0*n12=P0*n =3.18*0.99=3.15中间轴 P2=P123=P1*n齿*n轴承=3.15*0.98*0.99=3.05低速轴 P3=P2*n34=P2*n齿n轴承=3.05*0.98*0.99=2.96 P0=3.18KwP1P2=3.05KwP3=2.96各轴转矩高速IT1=31.3Nm中间轴 9550* =109.5NT3=9550*=295.4N轴111四传动件设计计算（齿轮A高速齿轮的45号钢（调质240HBS，大齿轮材料为45钢（常化200HBS40HBS。7 KtTu1ZE T1=31.3NmT2=109.5NmT3=295.4NmT2=295.4N小齿轮转速齿数比载7确定公式内的各计算数试选[1]10－7选取尺宽系数由[1]10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝由[1]10－13由[1]图10－19查得接触疲劳系数

2）3KtT1u3KtT1u1ZE2 · 31.319.65431034.81189.821·4.8522.5

d1tvv=πd1t

=60

b

m=d1t

K由[1]10—v=2.7739m/s,7级精度，由[1]10—8查得动载系数称布置时KHB的计算和直齿轮的相同，+0.6×φd22+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-查[1]10—13KFB由[1]10—3KHα=KHα=1.1。故载荷系数

KFB=1.33d1=

3K/=37.0433K/

计算模数 md1

Fa32Kcos2βYFa

·φz d 由[1]10-20cσF1=500Mpa；由[1]10-18查得弯曲系数 取安全系数 见[1]表10-120.85*

[σF1]=303.57Mpa[σF2]=238.86Mpa

[σF2]=

0.88*

K=KKKαK

Fa1Sa1AV 10－5

YFa2YSa2FF

2.74=

YFa2YSa2=2.1721.798 332 1Z1=d1/m=41.1097/2≈21，Z2=u*1） a=(d1+d2)/2=(200+42)/2=121，a121mm2）d1z1m=42mm，d2z2m=200mm3）b=φdd1，b=42mm5-10mm4）Ft=2T1/d1=2*19.6543*10e3/42=935.919NkFt1*9359.19022.58100 B45钢（调质240HBS40HBS。7试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝77Ft=1048.18kFtb227 33KtTu1ZE2 · 由[1]10－7选取尺宽系数由[1]10－13由[1]图10－19查得接触疲劳系数3KtT1u3KtT1u1ZE2·

H2v=0.981031.388.617731.388.61771033.21189.821 v=πd1t

π62.9349*

m=d1t=b

60

=0.9810

m=d1t

b/h=62.9349/7.08=8.89 计算载荷系数K 由[1]表10—2已知载荷平稳，所以取KA=1v=0.4230m/s,7级精度，由[1]10—8

由[1]10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计

KHB=1.12+0.18(1+0.6×φd2)φd2+0.23×=1.12+0.18(1+0.6*12)*12+0.23*10e-查[1]10—13KFB由[1]10—3KHα=KHα=1.1。故载荷系数

3

3K/=62.93493K/计算模数

d1=69.78 32KT1d 由[1]10-20cσF1=500Mpa；由[1]10-18查得弯曲系数 取安全系数 见[1]表10-120.85*

F1=[σF1]=[σF2]=（KFN2*σF2）/S=

0.88*

有[1]表10-5查得 由[1]10－5

Y 计算大、小齿轮的FaSa YFa1YSa1=2.81.55 YFa2YSa2=2.181.79 332KT1φz ·d

21.787588.6177*10e3·0.0163411

（小齿轮齿数大齿轮齿数Z2=u*1） a=(d1+d2)/2=(70+224)/2=147，a圆整后取 Z1m1=70.00mm3）计算大、小齿轮的分度圆直径 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm

kFt1*2531.93436.17100N/mm

k

=36.17N/mmb五轴的设 低速轴3的设齿轮分度2.6dtF2T3dt2

2*

2358.17Fr=Ft*tan先按式[1]15-245号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

A0*

d1-2为了使所选的Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准2400N·md1=35mm.d1-2=35mm。见下表 1-2轴段右端要求制出一轴肩；2-3d2-3=42mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡D=45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm,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，固取1-L1L1-2=80mmb初步选择滚动轴承。又根据d2- 选61909 查[2]又根据d2-3=42mm和上表取d3-4=d7-轴肩与轴环的高度（图中a）建议取为轴直径的0.07~0.1倍d7-8=45mml6-7=12c4-5d4-5=50mm齿轮的左端与左轴承l4-5=67mm

GY561909h=4mm.d5-6=54mmb>=1.4h,取轴的宽度为轴器的,25mmL2-3=40mm取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm小齿轮与大齿轮的间距为内壁,s,s=8mm,T=7mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=50+15+12+8-齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm 手册查得平键的截面b*h=16*10(mm)见[2]表4-1,L=56mmd1-2=35mmb*h=10*8L=70H7/n6。半联轴器H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保m6。a值参照[1]15-。对与Fr=Fttana=Fttan20°=858.31FNH1=758NMH=FNH2*58.5=93.61N·MFNV1=330.267NFNV2=697.23NMMHMV93.6140.788102.11 FNV1=330.267NMH=93.61NMV=40.788NM总=102.11NT3=264.117N6）C的强度）根据[1]15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）MH=93.61NmM总102.11Nca

M2T2M2T23

ca45[σ-1]=60MPa判 截截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引A,Ⅱ,Ⅲ,B从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和V起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C面V的时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力CVVIV左IV左侧抗弯截面系数

Wr=188225mm3

0.1

抗扭截面系数

0.2d

IVM

L235102.1158.53541.02N1 1截面IV上的扭矩T3 T3=264.117N

M=41.02N

41.02N

=4.5TT T

264.117Nm

T=14.5B

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[13-查取。因r1.60.036D501.11

2

q

qq q

k1q(1)10.82(1.321)由[1]3-2

0.76由[1]3-3

0.86轴按磨削加工，由[1]附图3-4 表面强化处理，即

K

111.82

1Sca值，按[1]式（15-6）~（15-8）S

K

2.484.50.1

SS

2

0.05

2Sca

S

24.64

(24.64)213.606(24.64)2

SS2S2S强度校核。至此，轴的设计计算结束。B中间轴2的设2.765

ScatFtd2

2

Fr=Ft*tan先按式[1]15-245号钢。根[1]15-3选取A0=112

dmin

A0*

112*

6005ScaS斜量<=8`-16`>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6005号轴承由低速轴的设计知，轴的总长度为 a=12mm8mm为轴承里器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5mm所以取同样取在该轴小齿轮与器内壁的距离为12mm由于第三轴的设计12mm11mm齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由手册查得平键的截面b*h=10*8(mm)见[2]表4-1,L=36mmH7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证m6。C第一轴1的设1

L1-D2-2

2T1

Fr=Ft*tan3先按式[1]15-245

Fr

A0*n2n

112*

4查表[1]14-1,Ka=1.5则；Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准263N·m。半联轴器的孔径d1=16mmd1-4按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准2，为63N·m。半联轴器的孔径d1=16mm.固取d1-2=16mm 5. 1-2轴段右端要求制出一轴肩；2-3d2-3=18mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡D=20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=42mm,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，固取1-L1L1-2=40mmb初步选择滚动轴承。斜量〈=8`-16`,又根据d2-3=18mm,6004号轴承。右端采用轴肩定位查[2]3=18mmd3-25mmL2-3=40mm，c=15mm，考虑到箱体的制

GY2已知滚动轴承的宽度T=12mmL=50mmL3-4=12mm至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表[1]15-21.0mm根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，面进动载荷Cr4650N基本额定静载荷C0r4320N现对它们进 22221

CrC0r

Fr

1600.22697.232N

Fa

Fa Fa根据[1]13-5，深沟球轴承的最小e0.19Fae

P取fP1.1

Lh'283658h Lh

r） 53042h（33）61909七．连接的选择和计438以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型。d=52mm从[1]6-1b=16mm，高h=10