两级展开式圆柱齿轮减速器

1、设计任务书1.带式输送机简图2.原始数据带的圆周力F=750N，带速v=2m/s，滚筒直径D=300mm。3.工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运行，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为带速的5%。第一章 传动系统总体方案设计一、 选择电动机1. 选择电动机类型按照工作要求和条件，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。选择电动机容量电动机所需功率，按照公式可得：由公式可得：根据带式输送机工作类型，可以取工作机的效率为传动装置的总效率为查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器效0.99，滚动轴承传动效率（一对）0.99，闭式齿轮传动效率0.

2、98，代入公式可得所需电动机的功率为因载荷平稳，电动机的额定功率略大于即可。由表格所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为2.2kw。=1.712kw=2.2kw2. 确定电动机转速卷筒轴工作转速为由表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比为840，故电动机转速的可选范围为=1018.5925092.96r/min符合这一范围的同步转速有、，故仅将同步转速为、两种方案进行比较。由表查得电动机的数据及计算的总传动比列于表1-1中。表1-1方案电动机类型额定功率/kw电动机的转速总体传动比同步转速满载转速1Y100L1-42.21500143011.2312Y90L-22.230002

3、84022.305根据表1-1，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、及总传动比，选择传动方案1较好，即选定电动机型号为：Y100L1-4。n=127.324r/min=1430r/min二、 传动装置总传动比的分配1. 传动装置的总传动比i=11.2312. 分配各级传动比高速级的传动比低速级的传动比=3.965=2.833三、 计算传动装置的运动参数和动力参数1. 各轴的转速轴：I轴：轴：滚筒轴：=1430r/min=360.656r/min=127.305r/min=127.305r/min2. 各轴的功率轴：pI轴：p轴：p p滚筒轴：ppI=1.695kwp=1.644kwp=1.595k

4、w1.574kw3. 各轴的转矩电动机轴：轴：T轴：T轴：T滚筒轴：=11433 NmmT=11205NmmT=43104 NmmT=119671 Nmm=117290 Nmm第二章传动零件的设计一、 齿轮的设计轴和轴相啮合的一对齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数小齿轮选用40Cr 调制处理硬度为280HBS大齿轮选用45钢调制处理硬度为240HBS两者的材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度。选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为初选压力角, 螺旋角。2.按齿面接触强度设计由公式可得确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数计算接触疲劳强度用重合度系数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螺旋角系数I=cos=0.985小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数查得区域系数ZH=2.433由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数N1=60njLh=60143013830010=6.178109N2=N1i1=6.1781099925=1.56109由图取接

6、触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得接触应力选择两者中较小者计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度V=d1tn1601000=1.673m/s计算齿宽bb=dd1t=22.343mm计算实际载荷系数已知使用系数根据V=1.86m/s ,7级精度,由图查得动载荷系数齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=100.3NKAFt1b=44.891N/mm由表查得由图查得故载荷系数KH=KAKVKHKH=2.093按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径d1=d1t3KH/KHt=26.187mm计算模数=11210Nmm3.按齿根弯曲疲劳强度

7、设计确定计算参数计算载荷系数计算弯曲疲劳强度的重合度系数b=arctantancosat=13.14v=cos2b=1.762Y=0.25+0.75v=0.676计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y=1-120=0.769计算当量齿数：查取齿形系数，由表可得 2.6 查取应力校正系数，由表查得由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图查取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由公式可得计算大，小齿轮的并加以比较选取两者中的较大值设计计算=0.694mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前准备圆周速度vd1=mntZ1/COS=17.881mmV=d1n1/6

8、01000=1.339m/s齿宽bb=d1=17.881mm齿高h级宽高比b/hh=2han*+Cn*mnt=1.562mmbh=11.448计算实际载荷系数根据v= 1.339m/s ，7级精度，查得动载荷系数kv=1.038由Ft1=2T1d1=1.254103NKAFt1b=70.13N/mm100N/mm.查得齿间载荷分配系数KF=1.4插值法查得KF=1.4结合b/h= 11.448 得则载荷系数为KH=KAKVKHKH=2.052按实际载荷系数算得齿轮模数mn=mnt3KF/KFt=0.808对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯

9、曲疲劳强度出发从标准中就近=1.5mm ，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，即：取20，则 79.3,取=79两者互为质数=1.5mm20=794.几何尺寸计算计算中心距a=Z1+Z2mn/2cos=76.523mm将中心距取a=76mm把圆整后的中心距修正螺旋角其它主要几何尺寸取31mm a=76mm=12.319=30.707mm=121.293mm31mm 5.圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1u=483MPaH齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1Ysa1YFa1YYCOS2dmn3Z12=86.512MP

10、aF1F2=2KFT1Ysa2YFa2YYCOS2dmn3Z22=76.608MPaF2强度足够轴和轴相啮合的一对齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数小齿轮选用40Cr 调制处理硬度为280HBS大齿轮选用45钢调制处理硬度为240HBS两者的材料硬度差为40HBS。精度等级选用7级精度。选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为初选压力角, 螺旋角。2.按齿面接触强度设计由公式可得确定公式内的各计算数值试选由图选取区域系数计算接触疲劳强度用重合度系数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螺旋角系数I=cos=0.985小齿轮的转矩为由表选取齿宽系数查得区域系数ZH=2.433由表查得材料的弹性影响系数按图查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限由式可得，计算应力循环次数N1=60njLh=1.564109N2=N1/i1=5.507108由图取接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式可得接触应力选择两者中较小者计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度V

12、=d1tn1601000=0.656m/s计算齿宽bb=dd1t=34.601mm计算实际载荷系数已知使用系数根据V=0.656m/s ,7级精度,由图查得动载荷系数齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2482.3NKAFt1b=71.741N/mm100N/mm.查得齿间载荷分配系数KF=1.2插值法查得KF=1.413结合b/h= 11.111 得则载荷系数为KH=KAKVKHKH=1.713按实际载荷系数算得齿轮模数mn=mnt3KF/KFt=1.197对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于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=2.5mm ，已可满

13、足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，即：取25，则 71.057取=71，两者互为质数=2.5mm25=714.几何尺寸计算计算中心距a=Z1+Z2mn/2cos=,98.939mm将中心距取a=98mm把圆整后的中心距修正螺旋角其它主要几何尺寸取52mm a=98mm=11.5955.圆整中心距后的强度校核齿面接触疲劳强度校核H=ZEZHZZ2KHT1dd13u+1u=423.7MPaH齿根弯曲疲劳强度校核F1=2KFT1Ysa1YFa1YYCOS2dmn3Z12=83.1MPaF1F2=2KFT1Ysa2YFa2YYCOS2dmn3Z22=76.9MPa查得45钢

14、调制处理抗拉强度极限=640MPa，许用应力=60MPa,强度满足要求轴的强度满足要求6.校核键的强度齿轮2处键的连接挤压应力取键、轴及齿轮的材料都为钢，=120150MPa,则两轴承的轴向力分别为=+A =636.148N= =547.804N因,故只需校核轴承1的寿命计算轴承1的当量动载荷 由/=0.062，查得e=0.43,因/=0.46e，故X=0.44，Y=1.27，则当量动载荷P=X+Y=1410.493N校核轴承寿命 轴承在100以下工作，查得=1。对于减速器查得=1.5轴承1的寿命为=21836h轴承预期寿命=383003h=21600h,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求轴的设计

15、1.求出作用在齿轮上的力与轴相啮合的齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力2.选择轴的材料及确定许用应力选取45钢并经调质处理，抗拉强度，许用弯曲应力。45钢，调制处理3.按照扭转强度估算最小轴径由表查得C=107,由公式可得拟定轴上零件的装配方案，如图所示。1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计联轴器及轴段1 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性套柱销联轴器。取=1.5，则计算转矩=16815Nmm选用GB/T4323-2002中的L

16、T2型弹性联轴器，公称转矩为16000Nmm，许用转速7600r/min，轴孔范围为1219mm。考虑d11.820mm，取联轴器毂孔直径为12mm，轴孔长度35mm，J型孔，A型键，联轴器从动端代号为LT2JA1235GB/T4323-2002,相应的轴段1的直径=12mm，启其长度略小于毂孔宽度，取=33mm密封圈与轴段4 在确定轴段2的轴径时，应该考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)=0.841.2mm。轴段2的轴径=+2h=13.6814.4mm，最终由密封圈决定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查选毡圈15JB/ZQ4

17、6.6-1986,则=15mm轴承与轴段3及轴段7 考虑齿轮有径向力存在，选用角接触球轴承。轴段3上安装轴承，其内径即应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7303C，查表得轴承内径d=17mm，外径D=47mm，宽度B=14mm，定位轴肩直径=23mm，外径=41mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=10.4mm，故=17mm.轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内的润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环孔宽度初定为=12mm，则=B+=(14+12)mm=26mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=17mm，=B+=(14+12)mm=26mm齿轮、轴段4、轴段

18、5、轴段6的设计，轴段4直径可取略大于轴承定位轴肩直径，则=23mm，该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，=25mm，查表知该处键的截面尺寸为bh=8mm7mm，轮毂键槽深度为=3.3mm,则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为e=()mm=-2.3662.5=2.51.5mm=3.75mm，故该轴设计成齿轮轴，则有=，=37mm，齿轮右端面距离箱体内壁距离为，则该轴段6的长度=+-=(10+10-12)mm=8mm。轴段4的长度为=+-=(120+10-10-37-12)mm=71mm轴段2的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度等零件有关。轴承座得宽度L=+(58)m

19、m，由表可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=0.02598+3mm=5.458mm,取=8mm，地脚螺栓=0.036+12mm=0.03698+12mm=15.528mm，取M16，则轴承旁连接螺栓=0.75=0.7516mm=12mm，取为M12，则=18mm，=16mm，L=+(58)mm=8+18+16+(58)mm=4750mm，取L=48mm，经计算，若采用凸缘式，则高速轴与中间轴的端盖相冲突，因此选用嵌入式端盖，查得联轴器凸缘端面距端盖表面K不影响联轴器弹性套柱销的拆装，因此取K=10mm，则=L+K-B=(48+10-10-14)mm=34mm轴上力作用点的间距 轴承反力的作用

20、点距轴承外圈大端面的距离为=10.4mm，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为=/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)键连接联轴器与轴段1间采用A型普通平键连接，键的型号为键424GB 1096-20033)轴的受力分析画轴的受力简图=12mm=33mm=15mm=17mm=26mm=17mm=26mm=23mmb=8mmh=7mm齿轮轴=37mm=8mm=71mm=8mmL=48mm=34mm=61.9mm=105.1mm=42.1mm计

21、算支反力在水平面上式中符号代表与图中所画力的方向相反在垂直面上为轴承1的总支反力为轴承1的总支反力为画弯矩图在水平面上在垂直面上为合成弯矩画转矩图=12100Nmm=-94.427N=177.581N=208.820N=521.307N=229.177N=1125.733N=24086.538Nmm=23185.405Nmm=42950Nmm5.校核轴的强度对危险截面进行校核按抗弯扭合成强度进行校核计算，对于单项转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查得45钢调制处理抗拉强度极限=640MPa，许用应力=60MPa,强度满足要求6.校核键的强度联轴器处键的连接挤压应

22、力取键、轴及齿轮的材料都为钢，=120150MPa,则两轴承的轴向力分别为=+A =379.736N= =220.289N计算轴承1的当量动载荷 由/=0.0441，查得e=0.42,因/=0.44e，故X=0.44，Y=1.35，则当量动载荷=X+Y=613.481N由/=0.0256，查得e=0.4,因/=0.400=e，故X=1，Y=0，则当量动载荷=X+Y=550.723N校核轴承寿命 因,故只需校核轴承1的寿命，P=。轴承在100以下工作，查得=1。对于减速器查得=1.5轴承1的寿命为=31366.459h,故轴承寿命足够轴承寿命足够轴的设计1.求出作用在齿轮上的力与轴相啮合的齿轮分

23、度圆直径圆周力径向力轴向力2.选择轴的材料及确定许用应力选取45钢并经调质处理，抗拉强度，许用弯曲应力。45钢，调制处理3.按照扭转强度估算最小轴径由表查得C=107,由公式可得拟定轴上零件的装配方案，如图所示。1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计联轴器及轴段1 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性套柱销联轴器。取=1.5，则计算转矩=177450Nmm选用GB/T5014-2003中的LX2型弹性联轴器，公称转矩为560000

24、Nmm，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm。考虑d25.998mm，取联轴器毂孔直径为28mm，轴孔长度44mm，J型孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2JA4884GB/T5014-2003,相应的轴段1的直径=28mm，启其长度略小于毂孔宽度，取=42mm密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应该考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1)=1.962.8mm。轴段2的轴径=+2h=31.9233.6mm，最终由密封圈决定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查选毡圈35JB/ZQ46.6-1986,则=35mm轴承与轴

25、段3及轴段6的设计 轴段3和6上安装轴承，其内径即应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7008C，查表得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm，定位轴肩直径=46mm，外径=62mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离=20.1mm，故=40mm.轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环孔宽度初定为,故=B+=(15+12)mm=27mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则=40mm，齿轮与轴段5 该段上安装齿轮4，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定=42mm，齿轮4轮毂的宽度范围为(1.21.5) =50.463mm，而齿轮宽度=52mm取其轮毂宽度等于齿轮宽度，

26、其右侧采用轴肩定位，左侧采用套筒固定。为了使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5的长度应比轮毂略短，故取=50mm轴段4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为h=(0.070.1) =3.084.4mm，取h=3.5mm，则=51mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=+(-)/2=10=(58-52)/2mm=13mm，则轴段4的长度为=- -+-=(120-13-52+10-12)mm=53mm轴段2与轴段6的长度 轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度等零件有关。查得联轴器凸缘端面距端盖表面不影响联轴器的拆装，因此取=10mm，则=L+-B-=(40+2+8+10-15-1

27、0)mm=35mm，则轴段6的长度= B+2mm=15+10+13+2mm=40mm轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离为=20.1mm，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为=+-/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)键连接联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均采用A型普通平键连接，键的型号分别为键836GB 1096-2003和键1245GB 1096-20033)轴的受力分析画轴的受力简图=28mm=42mm=35mm=

28、40mm=27mm=40mm=44mm=50mm=51mm=53mm=34mm=40mm=43.9mm=85.9mm=77.1mm计算支反力在水平面上式中符号代表与图中所画力的方向相反在垂直面上为轴承1的总支反力为轴承1的总支反力为画弯矩图在水平面上在垂直面上为合成弯矩画转矩图=118300Nmm=221.0007N=404.296N=1113.740N=569.188N=1135.455N=698.162N=49846.469Nmm=59973.698Nmm=118300Nmm5.校核轴的强度对危险截面进行校核按抗弯扭合成强度进行校核计算，对于单项转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查得45钢调制处理抗拉强度极限=640MPa，许用应力=60MPa,强度满足要求轴的强度满足要求6.校核键的强度联轴器处键的连接挤压应力齿轮4处键的连接挤压应力取键、轴及齿轮的材料都为钢，=120150MPa,则两轴承的轴向力分别为= =454.182N=