二级齿轮减速器课程设计.doc

1、 * 输入功率 P= 11 输入转速 n= 1460 高速级模数 m1= 2 小齿轮齿数 z1= 21 大齿轮齿数 z2= 95 小齿轮宽度 B1= 45 大齿轮宽度 B2= 40 高速级中心距 a1= 120 高速级螺旋角 1=14.84= 14 50 33 低速级模数 m2= 3 小齿轮齿数 z3= 22 大齿轮齿数 z4= 75 小齿轮宽度 B3= 75 大齿轮宽度 B4= 70 低速级中心距 a2= 150 低速级螺旋角 2=14.08= 14 4 37 高速轴最小段直径 d1= 22，长度L1= 52 中间轴最小段直径 d2= 35，长度L2= 39 低速轴最小段直径 d3= 50，

2、长度L3= 112 采用脂润滑 ak= 4 注：以上数据为方便设计师绘图使用，买家不用管 * 一、设计任务书 (1)设计题目:二级展开式圆柱齿轮减速器 (2)题目数据: 拉力F= 6000N 速度v=1.30m/s 直径D= 260mm 班制： 2班 工作年限（寿命）： 8年 每年工作天数： 300天 二、总统方案设计 1.传动方案的拟定 根据设计任务书，改传动方案的设计分为原动机、传动机构和执行机构三部分。 （1）原动机的选择 按设计要求，动力源为三相交流电动机。 （2）传动机构的选择 可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载

3、保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差。蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求。总传动比不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。 2.2.电动机的选择 （1）选择电动机的类型 按工作要求，选用 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步

4、电动机，电压380V。 （2）选择电动机容量 a.工作机的功率 Pw Pw=FV/1000= 7.8kW b.总效率a a=0.877 c.所需电动机功率 Pd Pd=Pw/a=8.90kW （2）选择电动机的转速 工作转速nw=601000V/3.14/D= 95.54r/min，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为8-40，因此理论传动比范围为： 8- 40。可选择的电动机转速范围为 764.32- 3821.6r/min。 进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M-4，额定功率 Pen= 11kW，满载转速为 nm= 1460r/min，同步转速为nt= 1500r/m

5、in。 2.3.传动装置的运动与动力参数计算 （1）分配总传动比 总传动比 ia=nm/nw=15.28 （2）分配传动装置各级传动比 则二级减速器高速级的传动比 i1= 1.35ia= 4.54 则低速级的传动比为 i2= 3.37 减速器总传动比 ib=i1i2= 15.2998 （3）动力参数的计算 a.各轴转速的计算 电机：n0=nm= 1460r/min 轴：n1=n0= 1460r/min 轴：n2=n0/i1= 321.59r/min 轴：n3=n0/i2= 95.43r/min b.各轴功率的计算 电机：P0= 8.9kW 轴：P1=P01= 8.81kW 轴：P2=P1123

6、= 8.55kW 轴：P3=P2123= 8.3kW c.各轴扭矩的计算 电机：T0=9550000P0/n0= 58216N.mm 轴：T1=9550000P1/n1= 57627N.mm 轴：T2=9550000P2/n2= 253902N.mm 轴：T3=9550000P3/n3= 830609N.mm 三、减速器齿轮传动设计 1.高速级齿轮设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮 45号钢(调制)硬度为 240HBS，大齿轮45号钢(正火)硬度为190HBS。 （2）带式运输机为一般工作机。 （3）选小齿轮齿数 Z1= 20，大齿轮齿数 Z2= 91。 （4）初选螺旋角

7、 =14。 （5）压力角=20。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 d1t3 2KHtTdu+1u(ZHZEZZH)2 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数 KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩 T=9550P/n1= 57627N.mm 查表选取齿宽系数 d=0.9 由图查取区域系数 ZH=2.458 查表得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8MPa 由式计算接触疲劳强度用重合度系数 Z t=arctan(tann/cos)= 20.612 at1=arccosz1cos(t)/(z1+2hancos()= 31.448 at2=arccosz2cos(t)/(

8、z2+2hancos()= 23.592 =z1(tan(at1)-tan(t)+z1(tan(at2)-tan(t)/2= 1.627 =dz1tan()/= 1.429 Z= 4-3(1-)+=0.734 由式（10-23）可得螺旋角系数 Z。 Z= cos()=0.985 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1= 600Mpa，Hlim2= 550Mpa。计算应力循环次数 NL1=60njLh= 3.36410 9 NL2=NL1/u= 7.40910 8 由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.813，KHN2=0.897 取失效概率为 1%，安全

9、系数S=1，得 H1=KHN1Hlim1S= 488MPa H2=KHN2Hlim2S= 493MPa 取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H= 488MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d1t3 2KHtTdu+1u(ZHZEZZH)2 = 45.95mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 v=d1tn601000=3.51m/s 齿宽 b b=dd1t= 41.36mm 2）计算实际载荷系数 KH 查表得使用系数 KA=1.000 查图得动载系数 KV=1.122 齿轮的圆周力。 Ft=2T/d1= 2508N KAFt/b=

10、61N/mm100N/mm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.200 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.450 实际载荷系数为：KH=KAKVKHKH=1.865 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t3 KHKHT= 74.178mm mn=d1cos()z1=3.00mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式试算齿轮模数，即 mnt32KFtTYYcos2 dz21YFaYSaF 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 KFt= 1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 Y b=arctan(tan()cos(t)=13.137 v=cos2 (b)=1.730 Y=0.25+0

11、.75v=0.680 计算弯曲疲劳寿命系数 Y Y=1- 120=0.778 计算 YFaYSa/F 小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos3 ()= 26.27 大齿轮当量齿数:Zv2=z1cos3 ()= 88.66 YFa1= 2.55，YFa2= 2.198 YSa1= 1.6，YSa2= 1.781 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1= 500MPa、Flim2= 380MPa 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.814，KFN2=0.903 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 F1=KFN1Flim1S= 291MPa F2=KFN1Flim2S= 245MPa

12、YFa1YSa1F1=0.0140 YFa2YSa2F2=0.0160 两者取较大值，所以 YFaYSaF=0.0160 2）试算齿轮模数 mnt32KFtTYYcos2 dz21YFaYSaF=2.090mm （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 d1=mntz1cos()= 51.69mm v=d1n601000=0.87m/s 齿宽 b b=dd1= 52mm 齿高 h及齿宽比 b/h h=(2han+cn)mnt= 4.702mm b/h= 11.06 2）计算实际载荷系数 KF 查图得动载系数 KV=1.067 查表得齿间载荷分配系数：KF=1.200 查表

13、得齿向载荷分布系数：KH=1.450 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.083 实际载荷系数为：KF=KAKVKFKF=1.387 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 mn=mnt3 KFKFt=2.14mm 对比计算结果，由齿面接触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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取 mn= 3mm。 z1=d1cos()/mn= 17.76，取z1= 22（避免轴承端盖干涉） z2=uz1= 74.14，取z2= 75 3.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=(z1+z2)mn2cos()=149.95mm，圆整为 150 （2）按圆整后的

14、中心距修正螺旋角 =acos(z1+z2)mn2a)=14.08= 14 4 37 （2）计算小、大齿轮的分度圆直径 d1=z1mncos()= 68.04mm d2=z2mncos()= 231.96mm （2）计算齿宽 b=dd1= 68mm 取 B1= 75mm B2= 70mm 法面模数 mn 3 小齿轮齿数 z3 22 大齿轮齿数 z4 75 中心距(mm) a 150 小齿轮分度圆直径(mm) d3 68.04 大齿轮分度圆直径(mm) d4 231.96 小齿轮齿顶圆直径(mm) da3=mn(z3+2)= 74.04 大齿轮齿顶圆直径(mm) da4=mn(z4+2)= 237

15、.96 小齿轮齿根圆直径(mm) df3=mn(z3-2.5)= 60.54 大齿轮齿根圆直径(mm) df4=mn(z3-2.5)= 224.46 四、轴的设计及校核 1.高速轴的设计及校核 （1）已经确定的运动学和动力学参数 n1= 1460r/min；P1= 8.81kW；T1= 57627N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度为 217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表5-1可得 A=107-118 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 A=115。 d3 P1n1= 20

16、.94mm 由于最小轴段截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 7% dmin=(1+0.07)d= 21.3mm 查表可知标准轴孔直径为 22mm故取dmin= 22 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮 1的尺寸较小，故将高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，选用普通平键，A型，bh= 8mm 7mm（GB/T 1096-2003）,长 50mm；定位轴肩直径为 27mm b.确定各轴段的直径和长度（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 22mm（由联轴器标准内径确定），L1= 5

17、2mm（由联轴器轴孔长度确定） 第2段：d2= 27mm（比第一段大5mm 作为轴肩），L2= 64mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3= 30mm（与轴承内径配合），L3= 28mm（由轴承宽度确定） 第4段：d4= 35mm（轴肩），L4= 95.5mm（由齿轮3的宽度和齿轮端面与箱体内壁距离确定） 第5段：d5= 47.45mm（齿轮1的齿顶圆直径），L5= 45mm（等于齿轮1的宽度） 第6段：d6= 35mm（轴肩），L6= 8mm（由齿轮端面和箱体内壁距离确定） 第7段：d7= 30mm（与轴承内径配合），L7= 28mm（由轴承和挡油环（定距环）宽度确定） （5）弯

18、曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮 1所受的圆周力 Ft1=2T1/d1= 2653N（d1为齿轮分度圆直径） 齿轮 1所受的径向力 Fr1=Ft1tan/cos= 998N 齿轮 1所受的轴向力 Fa1=Ft1tan= 703N 带传动压轴力（属于径向力）FQ= 2818N Lk1= 100mm，Lk2= 136mm，Lk3= 60mm c.计算作用在轴上的支座反力 水平面内 RAH=(Fr1Lk2-FQLk1)/(Lk2+Lk3)= 690N RBH=(FQ(Lk1+Lk2

19、+Lk3)+Fr1Lk3)/(Lk2+Lk3)= 4564N 垂直面内 RAV=Ft1Lk2/(Lk2+Lk3)= 1834N RBV=Ft1Lk3/(Lk2+Lk3)= 819N d.绘制水平面弯矩图 MAH=0（此处无弯矩，所以等于 0） MBH=FQLk1= 281800N.mm MCH 左=FQ(Lk1+Lk2)-RBHL2+Fa1d1/2= 45217N.mm MCH 右=RAHLk3= 41745N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAVLk3= 110957N.mm f.绘制合成弯矩图 MB=MBH= 281800N.mm MC左= M CH左+

20、M2CV= 119817N.mm MC右= M CH右+M2CV= 118550N.mm g.绘制扭矩图 T= 57627N.mm h.绘制当量弯矩图 MVB= M2B+(T)2 = 283913N.mm MVC左= M2C左+(T)2 = 124706N.mm MVC右= M2C右+(T)2 = 123489N.mm 注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时候根据自己的数据改下 h.确定轴的危险截面并校核轴的强度 截面 B VB=M VB0.1d3B= 60MPa=60MPa 截面 C VC=M VC左0.1d3C= 29MPa=60MPa 2.中间轴的设计及校核 （1）已经确定的运动

21、学和动力学参数 n2= 321.59r/min；P2= 8.55kW；T2= 253902N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表 13-10，选用 45钢，调质处理，硬度为 217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表 5-1可得 A=107-118 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 A=115。 d3 P2n2= 34.32mm 由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径 dmin= 35mm （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离 x远大于2，因此设计成

22、分离体，即齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮 3、齿轮 2及两个轴承。 与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 35mm（与轴承内径配合），L1= 39mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） 第 2段：d2= 40mm（与齿轮3内孔配合），L2= 73mm（比齿轮

23、3宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第 3段：d3= 50mm（轴肩），L3= 15mm（一般取 10mm） 第 4段：d4= 40mm（与齿轮2内孔配合），L4= 38mm（比齿轮2宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第 5段：d5= 35mm（与轴承内径配合），L5= 41.5mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画中间轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮 2所受的圆周力 Ft2=2T2/d2= 2584N 齿轮 2所受的径向力 Fr2=Ft2tan= 972N 齿轮 3所受的圆周力

24、Ft3=2T2/d3= 7463N 齿轮 3所受的径向力 Fr3=Ft3tan= 2799N c.计算作用在轴上的支座反力 Lk1= 66mm，Lk2= 58mm，Lk3= 51mm 水平面内 RAH=(Fr3Lk1-Fr2(Lk1+Lk2)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 371N RBH=(Fr3(Lk1+Lk3)-Fr2Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 1593N 垂直面内 RAV=(Ft3Lk1+Ft2(Lk1+Lk2)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 4651N RBV=(Ft3(Lk2+Lk3)+Ft2Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 5396N d.绘制水平面弯矩图 MA

25、H=MBH= 0 MCH 右=-RAHLk3=-18921N.mm MCH 左=Fa3d3/2-RAHLk3= 44696N.mm MDH 右=RBHLk1-Fa2d2/2= 37918N.mm MDH 左=RBHLk1= 105138N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAVLk3= 237201N.mm MDV=RBVLk1= 356136N.mm f.绘制合成弯矩图 MA=MB= 0N.mm MC右= M2CH右+M2CV= 237954N.mm MC左= M2CH左+M2CV= 241375N.mm MD右= M2DH右+M2DV= 358149N.m

26、m MD左= M2DH左+M2DV= 371331N.mm f.绘制扭矩图 T2= 253902N.mm g.绘制当量弯矩图 MVA=MVB= 0N.mm 注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时候根据自己的数据改下 MVC右= M2C右+(T)2 = 282542N.mm MVC左= M2C左+(T)2 = 285429N.mm MVD右= M2D右+(T)2 = 389202N.mm MVD左= M2D左+(T)2 = 401366N.mm h.确定轴的危险截面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面 D处当量弯矩最大，是轴的危险截面 VD=M VD0.1d3D=

27、47.2MPa=60MPa 3.低速轴的设计及校核 （1）已经确定的运动学和动力学参数 n3= 95.43r/min；P3= 8.3kW；T3= 830609N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表 13-10，选用 45钢，调质处理，硬度为 217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表 5-1可得 A=107-118 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取 A=107。 d3 P3n3= 47.41mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 5% dmin=(1+0.05)d= 49.78mm 查

28、表可知标准轴孔直径为 50mm故取dmin= 50 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 由于齿轮 1的尺寸较小，故将高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径（以下长数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第 1段：d1= 50mm（由联轴器标准内径确定），L1= 112mm（由联轴器轴孔长度确定） 第 2段：d2= 55mm（轴肩），L2= 58mm（轴肩突出轴承端盖 20mm左右） 第 3段：d3= 60mm（与轴承

29、内径配合），L3= 34mm（轴承宽度） 第 4段：d4= 65mm（轴肩），L4= 58mm（根据齿轮宽度确定） 第 5段：d5= 80mm（轴肩），L5= 10mm 第 6段：d6= 65mm（与大齿轮内孔配合），L6= 68mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第 7段：d7= 60mm（与轴承内径配合），L7= 46.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定） （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 齿轮 4所受的圆周力 Ft4=2T3/d4= 7162N（d4为齿轮4的

30、分度圆直径） 齿轮 4所受的径向力 Fr4=Ft4tan/cos= 2686N 齿轮 4所受的轴向力 Fa4=Ft4tan= 1795N c.计算作用在轴上的支座反力 （Lk1= 76mm，Lk2= 127mm，Lk3= 125mm 水平面内 RAH=Fr4Lk1/(Lk1+Lk2)= 1006N RBH=Fr4Lk2/(Lk1+Lk2)= 1680N 垂直面内 RAV=Ft4Lk1/(Lk1+Lk2)= 2681N RBV=Ft4Lk2/(Lk1+Lk2)= 4481N d.绘制水平面弯矩图 MAH=MBH= 0 MCH=RBHLk1= 127680N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=M

31、BV= 0N.mm MCV 右=RAVLk1= 203756N.mm MCV 右=RAVLk1= 203756N.mm MCV 左=RBVLk1-Fa4d4/2= 132372N.mm f.绘制合成弯矩图 MA=MB= 0N.mm MC左= M2CH左+M2CV= 183914N.mm MC右= M2CH右+M2CV= 240455N.mm g.绘制扭矩图 T= 830609N.mm h.绘制当量弯矩图 MVA= 0N.mm MVB=MVD= 0+(T)2 = 498365N.mm MVC 左=M左= 183914N.mm MVC右= M2C右+(T)2 = 553341N.mm h.确定轴的

32、危险截面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面 C处当量弯矩最大，是轴的危险截面 VC=32M VCd3C= 21MPa0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷 Cr= 22kN，轴承采用正装。 要求寿命为 Lh= 38400h，轴承采用正装。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： Fr1= F2H1+F2V1= 1959.5N Fr2= F2H2+F2V2= 4636.9N Fd1=0.68Fr1= 1332.46N Fd2=0.68Fr2= 3153.09N 由计算可知，轴承 1被“压紧”，轴承2 被“放松”。 Fa1

33、=Fae+Fd2= 3856.09N Fa2=Fd2= 3153.09N Fa1/Fr1=1.97 Fa2/Fr2=0.68 查表得 X1=0.41，Y1=0.87，X2=1.00，Y2=0.00 查表可知 ft=1，fp= 1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1= 4158.19N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2= 4636.9N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 Lh=106 60n(ftCrfpPr)= 102194.5h 38400h 由此可知该轴承的工作寿命足够。 2.中间轴轴承 轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 720 7AC 35 72 17 29 根据前面的计算，选用 720 7AC角接触球轴承，内