兩級展開式圓柱齒輪減速器

1、設(shè)計任務(wù)書1.帶式輸送機簡圖2.原始數(shù)據(jù)帶的圓周力F=750N，帶速v=2m/s，滾筒直徑D=300mm。3.工作條件三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運行，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差為帶速的5%。第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設(shè)計一、 選擇電動機1. 選擇電動機類型按照工作要求和條件，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380V。選擇電動機容量電動機所需功率，按照公式可得：由公式可得：根據(jù)帶式輸送機工作類型，可以取工作機的效率為傳動裝置的總效率為查表可得機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分的效率為：聯(lián)軸器效0.99，滾動軸承傳動效率（一對）0.99，閉式齒輪傳動效率0.

2、98，代入公式可得所需電動機的功率為因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率略大于即可。由表格所示Y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，選電動機的額定功率為2.2kw。=1.712kw=2.2kw2. 確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為由表可知，兩級圓柱齒輪減速器一般傳動比為840，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為=1018.5925092.96r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有、，故僅將同步轉(zhuǎn)速為、兩種方案進行比較。由表查得電動機的數(shù)據(jù)及計算的總傳動比列于表1-1中。表1-1方案電動機類型額定功率/kw電動機的轉(zhuǎn)速總體傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y100L1-42.21500143011.2312Y90L-22.230002

3、84022.305根據(jù)表1-1，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、及總傳動比，選擇傳動方案1較好，即選定電動機型號為：Y100L1-4。n=127.324r/min=1430r/min二、 傳動裝置總傳動比的分配1. 傳動裝置的總傳動比i=11.2312. 分配各級傳動比高速級的傳動比低速級的傳動比=3.965=2.833三、 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)速軸：I軸：軸：滾筒軸：=1430r/min=360.656r/min=127.305r/min=127.305r/min2. 各軸的功率軸：pI軸：p軸：p p滾筒軸：ppI=1.695kwp=1.644kwp=1.595k

4、w1.574kw3. 各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸：軸：T軸：T軸：T滾筒軸：=11433 NmmT=11205NmmT=43104 NmmT=119671 Nmm=117290 Nmm第二章傳動零件的設(shè)計一、 齒輪的設(shè)計軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)小齒輪選用40Cr 調(diào)制處理硬度為280HBS大齒輪選用45鋼調(diào)制處理硬度為240HBS兩者的材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度。選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為初選壓力角, 螺旋角。2.按齒面接觸強度設(shè)計由公式可得確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選由圖選取區(qū)域系數(shù)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)t=arctantann/cos=20.5

5、62at1=arccosZ1cost/Z1+2Han*cos=29.675at2=arccosZ2cost/Z2+2Han*cos=23.322=Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant/2=1.657=dZ1tan/=1.984I=4-31-+/=0.655螺旋角系數(shù)I=cos=0.985小齒輪的轉(zhuǎn)矩為由表選取齒寬系數(shù)查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由表查得材料的彈性影響系數(shù)按圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限由式可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=60143013830010=6.178109N2=N1i1=6.1781099925=1.56109由圖取接

6、觸疲勞壽命系數(shù),計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式可得接觸應(yīng)力選擇兩者中較小者計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度V=d1tn1601000=1.673m/s計算齒寬bb=dd1t=22.343mm計算實際載荷系數(shù)已知使用系數(shù)根據(jù)V=1.86m/s ,7級精度,由圖查得動載荷系數(shù)齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=100.3NKAFt1b=44.891N/mm由表查得由圖查得故載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=2.093按實際的載荷系數(shù)核正所算得分度圓直徑d1=d1t3KH/KHt=26.187mm計算模數(shù)=11210Nmm3.按齒根彎曲疲勞強度

7、設(shè)計確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)b=arctantancosat=13.14v=cos2b=1.762Y=0.25+0.75v=0.676計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)Y=1-120=0.769計算當量齒數(shù)：查取齒形系數(shù)，由表可得 2.6 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表查得由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式可得計算大，小齒輪的并加以比較選取兩者中的較大值設(shè)計計算=0.694mm調(diào)整齒輪模數(shù)計算實際載荷系數(shù)前準備圓周速度vd1=mntZ1/COS=17.881mmV=d1n1/6

8、01000=1.339m/s齒寬bb=d1=17.881mm齒高h級寬高比b/hh=2han*+Cn*mnt=1.562mmbh=11.448計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v= 1.339m/s ，7級精度，查得動載荷系數(shù)kv=1.038由Ft1=2T1d1=1.254103NKAFt1b=70.13N/mm100N/mm.查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.4插值法查得KF=1.4結(jié)合b/h= 11.448 得則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=2.052按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)mn=mnt3KF/KFt=0.808對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，從滿足彎

9、曲疲勞強度出發(fā)從標準中就近=1.5mm ，已可滿足彎曲強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，即：取20，則 79.3,取=79兩者互為質(zhì)數(shù)=1.5mm20=794.幾何尺寸計算計算中心距a=Z1+Z2mn/2cos=76.523mm將中心距取a=76mm把圓整后的中心距修正螺旋角其它主要幾何尺寸取31mm a=76mm=12.319=30.707mm=121.293mm31mm 5.圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1u=483MPaH齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KFT1Ysa1YFa1YYCOS2dmn3Z12=86.512MP

10、aF1F2=2KFT1Ysa2YFa2YYCOS2dmn3Z22=76.608MPaF2強度足夠軸和軸相嚙合的一對齒輪設(shè)計1.選精度等級、材料及齒數(shù)小齒輪選用40Cr 調(diào)制處理硬度為280HBS大齒輪選用45鋼調(diào)制處理硬度為240HBS兩者的材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度。選小齒輪齒數(shù)為，則大齒輪齒數(shù)為初選壓力角, 螺旋角。2.按齒面接觸強度設(shè)計由公式可得確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選由圖選取區(qū)域系數(shù)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)t=arctantann/cos=20.562at1=arccosZ1cost/Z1+2Han*cos=29.675at2=arccosZ2cost/Z2+2

11、Han*cos=24.301=Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant/2=1.638=dZ1tan/=1.984I=4-31-+/=0.700螺旋角系數(shù)I=cos=0.985小齒輪的轉(zhuǎn)矩為由表選取齒寬系數(shù)查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433由表查得材料的彈性影響系數(shù)按圖查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限由式可得，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60njLh=1.564109N2=N1/i1=5.507108由圖取接觸疲勞壽命系數(shù),計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，由式可得接觸應(yīng)力選擇兩者中較小者計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算圓周速度V

12、=d1tn1601000=0.656m/s計算齒寬bb=dd1t=34.601mm計算實際載荷系數(shù)已知使用系數(shù)根據(jù)V=0.656m/s ,7級精度,由圖查得動載荷系數(shù)齒輪的圓周力Ft1=2T1d1t=2482.3NKAFt1b=71.741N/mm100N/mm.查得齒間載荷分配系數(shù)KF=1.2插值法查得KF=1.413結(jié)合b/h= 11.111 得則載荷系數(shù)為KH=KAKVKHKH=1.713按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)mn=mnt3KF/KFt=1.197對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)從標準中就近=2.5mm ，已可滿

13、足彎曲強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，即：取25，則 71.057取=71，兩者互為質(zhì)數(shù)=2.5mm25=714.幾何尺寸計算計算中心距a=Z1+Z2mn/2cos=,98.939mm將中心距取a=98mm把圓整后的中心距修正螺旋角其它主要幾何尺寸取52mm a=98mm=11.5955.圓整中心距后的強度校核齒面接觸疲勞強度校核H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1u=423.7MPaH齒根彎曲疲勞強度校核F1=2KFT1Ysa1YFa1YYCOS2dmn3Z12=83.1MPaF1F2=2KFT1Ysa2YFa2YYCOS2dmn3Z22=76.9MPa查得45鋼

14、調(diào)制處理抗拉強度極限=640MPa，許用應(yīng)力=60MPa,強度滿足要求軸的強度滿足要求6.校核鍵的強度齒輪2處鍵的連接擠壓應(yīng)力取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，=120150MPa,則兩軸承的軸向力分別為=+A =636.148N= =547.804N因,故只需校核軸承1的壽命計算軸承1的當量動載荷 由/=0.062，查得e=0.43,因/=0.46e，故X=0.44，Y=1.27，則當量動載荷P=X+Y=1410.493N校核軸承壽命 軸承在100以下工作，查得=1。對于減速器查得=1.5軸承1的壽命為=21836h軸承預(yù)期壽命=383003h=21600h,故軸承壽命足夠軸承壽命滿足要求軸的設(shè)計

15、1.求出作用在齒輪上的力與軸相嚙合的齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力2.選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度，許用彎曲應(yīng)力。45鋼，調(diào)制處理3.按照扭轉(zhuǎn)強度估算最小軸徑由表查得C=107,由公式可得擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示。1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計聯(lián)軸器及軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。取=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩=16815Nmm選用GB/T4323-2002中的L

16、T2型彈性聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為16000Nmm，許用轉(zhuǎn)速7600r/min，軸孔范圍為1219mm?？紤]d11.820mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為12mm，軸孔長度35mm，J型孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LT2JA1235GB/T4323-2002,相應(yīng)的軸段1的直徑=12mm，啟其長度略小于轂孔寬度，取=33mm密封圈與軸段4 在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)該考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)=0.841.2mm。軸段2的軸徑=+2h=13.6814.4mm，最終由密封圈決定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查選氈圈15JB/ZQ4

17、6.6-1986,則=15mm軸承與軸段3及軸段7 考慮齒輪有徑向力存在，選用角接觸球軸承。軸段3上安裝軸承，其內(nèi)徑即應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7303C，查表得軸承內(nèi)徑d=17mm，外徑D=47mm，寬度B=14mm，定位軸肩直徑=23mm，外徑=41mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=10.4mm，故=17mm.軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)阻止箱體內(nèi)的潤滑油濺入軸承座。為補償箱體的鑄造誤差和安裝擋油環(huán)孔寬度初定為=12mm，則=B+=(14+12)mm=26mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=17mm，=B+=(14+12)mm=26mm齒輪、軸段4、軸段

18、5、軸段6的設(shè)計，軸段4直徑可取略大于軸承定位軸肩直徑，則=23mm，該軸段上安裝齒輪，為了便于齒輪的安裝，=25mm，查表知該處鍵的截面尺寸為bh=8mm7mm，輪轂鍵槽深度為=3.3mm,則該處齒輪上齒根圓與轂孔鍵槽頂部的距離為e=()mm=-2.3662.5=2.51.5mm=3.75mm，故該軸設(shè)計成齒輪軸，則有=，=37mm，齒輪右端面距離箱體內(nèi)壁距離為，則該軸段6的長度=+-=(10+10-12)mm=8mm。軸段4的長度為=+-=(120+10-10-37-12)mm=71mm軸段2的長度 該軸段的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座的寬度等零件有關(guān)。軸承座得寬度L=+(58)m

19、m，由表可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.02598+3mm=5.458mm,取=8mm，地腳螺栓=0.036+12mm=0.03698+12mm=15.528mm，取M16，則軸承旁連接螺栓=0.75=0.7516mm=12mm，取為M12，則=18mm，=16mm，L=+(58)mm=8+18+16+(58)mm=4750mm，取L=48mm，經(jīng)計算，若采用凸緣式，則高速軸與中間軸的端蓋相沖突，因此選用嵌入式端蓋，查得聯(lián)軸器凸緣端面距端蓋表面K不影響聯(lián)軸器彈性套柱銷的拆裝，因此取K=10mm，則=L+K-B=(48+10-10-14)mm=34mm軸上力作用點的間距 軸承反力的作用

20、點距軸承外圈大端面的距離為=10.4mm，則由圖可得軸的支點及受力點間的距離為=/2+=(35/2+34+10.4)mm=61.9mm=+/2-mm=(26+71+37/2-10.4)mm=105.1mm=/2+-mm=(37/2+8+26-10.4)mm=42.1mm2)鍵連接聯(lián)軸器與軸段1間采用A型普通平鍵連接，鍵的型號為鍵424GB 1096-20033)軸的受力分析畫軸的受力簡圖=12mm=33mm=15mm=17mm=26mm=17mm=26mm=23mmb=8mmh=7mm齒輪軸=37mm=8mm=71mm=8mmL=48mm=34mm=61.9mm=105.1mm=42.1mm計

21、算支反力在水平面上式中符號代表與圖中所畫力的方向相反在垂直面上為軸承1的總支反力為軸承1的總支反力為畫彎矩圖在水平面上在垂直面上為合成彎矩畫轉(zhuǎn)矩圖=12100Nmm=-94.427N=177.581N=208.820N=521.307N=229.177N=1125.733N=24086.538Nmm=23185.405Nmm=42950Nmm5.校核軸的強度對危險截面進行校核按抗彎扭合成強度進行校核計算，對于單項轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為查得45鋼調(diào)制處理抗拉強度極限=640MPa，許用應(yīng)力=60MPa,強度滿足要求6.校核鍵的強度聯(lián)軸器處鍵的連接擠壓應(yīng)

22、力取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，=120150MPa,則兩軸承的軸向力分別為=+A =379.736N= =220.289N計算軸承1的當量動載荷 由/=0.0441，查得e=0.42,因/=0.44e，故X=0.44，Y=1.35，則當量動載荷=X+Y=613.481N由/=0.0256，查得e=0.4,因/=0.400=e，故X=1，Y=0，則當量動載荷=X+Y=550.723N校核軸承壽命 因,故只需校核軸承1的壽命，P=。軸承在100以下工作，查得=1。對于減速器查得=1.5軸承1的壽命為=31366.459h,故軸承壽命足夠軸承壽命足夠軸的設(shè)計1.求出作用在齒輪上的力與軸相嚙合的齒輪分

23、度圓直徑圓周力徑向力軸向力2.選擇軸的材料及確定許用應(yīng)力選取45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度，許用彎曲應(yīng)力。45鋼，調(diào)制處理3.按照扭轉(zhuǎn)強度估算最小軸徑由表查得C=107,由公式可得擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示。1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，按軸上零件的安裝順序，從處開始設(shè)計聯(lián)軸器及軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。取=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩=177450Nmm選用GB/T5014-2003中的LX2型彈性聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為560000

24、Nmm，許用轉(zhuǎn)速6300r/min，軸孔范圍為2035mm。考慮d25.998mm，取聯(lián)軸器轂孔直徑為28mm，軸孔長度44mm，J型孔，A型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為LX2JA4884GB/T5014-2003,相應(yīng)的軸段1的直徑=28mm，啟其長度略小于轂孔寬度，取=42mm密封圈與軸段2 在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)該考慮聯(lián)軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈尺寸。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=(0.070.1)=1.962.8mm。軸段2的軸徑=+2h=31.9233.6mm，最終由密封圈決定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查選氈圈35JB/ZQ46.6-1986,則=35mm軸承與軸

25、段3及軸段6的設(shè)計 軸段3和6上安裝軸承，其內(nèi)徑即應(yīng)便于軸承安裝，又應(yīng)符合軸承內(nèi)徑系列。暫取軸承為7008C，查表得軸承內(nèi)徑d=40mm，外徑D=68mm，寬度B=15mm，定位軸肩直徑=46mm，外徑=62mm，對軸的力作用點與外圈大端面的距離=20.1mm，故=40mm.軸承采用脂潤滑，需要用擋油環(huán)，擋油環(huán)孔寬度初定為,故=B+=(15+12)mm=27mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則=40mm，齒輪與軸段5 該段上安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝，應(yīng)略大于，可初定=42mm，齒輪4輪轂的寬度范圍為(1.21.5) =50.463mm，而齒輪寬度=52mm取其輪轂寬度等于齒輪寬度，

26、其右側(cè)采用軸肩定位，左側(cè)采用套筒固定。為了使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段5的長度應(yīng)比輪轂略短，故取=50mm軸段4 該軸段為齒輪提供定位和固定作用，定位軸肩的高度為h=(0.070.1) =3.084.4mm，取h=3.5mm，則=51mm，齒輪左端面距箱體內(nèi)壁距離為=+(-)/2=10=(58-52)/2mm=13mm，則軸段4的長度為=- -+-=(120-13-52+10-12)mm=53mm軸段2與軸段6的長度 軸段2的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座的寬度等零件有關(guān)。查得聯(lián)軸器凸緣端面距端蓋表面不影響聯(lián)軸器的拆裝，因此取=10mm，則=L+-B-=(40+2+8+10-15-1

27、0)mm=35mm，則軸段6的長度= B+2mm=15+10+13+2mm=40mm軸上力作用點的間距 軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離為=20.1mm，則由圖可得軸的支點及受力點間的距離為=+-/2-mm=(40+50-52/2-20.1)mm=43.9mm=+/2-mm=(27+53+52/2-20.1)mm=85.9mm=+/2mm=(20.1+35+22)mm=77.1mm2)鍵連接聯(lián)軸器與軸段1及齒輪4與軸段5間均采用A型普通平鍵連接，鍵的型號分別為鍵836GB 1096-2003和鍵1245GB 1096-20033)軸的受力分析畫軸的受力簡圖=28mm=42mm=35mm=

28、40mm=27mm=40mm=44mm=50mm=51mm=53mm=34mm=40mm=43.9mm=85.9mm=77.1mm計算支反力在水平面上式中符號代表與圖中所畫力的方向相反在垂直面上為軸承1的總支反力為軸承1的總支反力為畫彎矩圖在水平面上在垂直面上為合成彎矩畫轉(zhuǎn)矩圖=118300Nmm=221.0007N=404.296N=1113.740N=569.188N=1135.455N=698.162N=49846.469Nmm=59973.698Nmm=118300Nmm5.校核軸的強度對危險截面進行校核按抗彎扭合成強度進行校核計算，對于單項轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為查得45鋼調(diào)制處理抗拉強度極限=640MPa，許用應(yīng)力=60MPa,強度滿足要求軸的強度滿足要求6.校核鍵的強度聯(lián)軸器處鍵的連接擠壓應(yīng)力齒輪4處鍵的連接擠壓應(yīng)力取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，=120150MPa,則兩軸承的軸向力分別為= =454.182N=