二级圆柱齿轮减速器设计详解

---第一章任务书§1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力F=3200N输送带的工作速度v=1.20m”输送带的滚桶直径d=420mm3、工作条件有轻微振动，经常满载、空载启动、单班制工作，运输带允许速度误差为5%，减速器小批量生产，使用寿命五年。第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示§1电动机的选择1.电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率dpv3200x1.20P===3.84kww10001000设：n——一对流滚动轴承效率。n=0.99轴轴P=3.84kww计算及说明结果

n——为齿式联轴器的效率。n=0.990101n为8级齿轮传动的效率。n=0.97齿齿n输送机滚筒效率。n=0.96同同估算传动系统的总效率：n=中xn4xn2xn=0.992x0.994x0.972x0.96=0.86n—0.8601轴齿筒工作机所需的电动机攻率为：P=pw,/=3.84086=4.515kwp—4.515kwrY系列三相异步电动机技术数据中应满足：p>p,因此综合应选电。mr动机额定功率p=4kwm2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nx54.595r；min60v60x1000x1.20一…一wn——x54595r^minwD兀420x3.14-，.“选择电机型号为P196YZR160M1—6第六组参数：转速n=937r/min功率P=4.8KW§2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：i—17.163i—7n—93/54,595—17,163wi—4.72412i—Ji.3i—J1.3x17.163—4.724i—3.6331223i—i/—17-16V口»—3.63323/i/4.72412传动系统各传动比为：计算及说明结果

i=1,i=4.724,i=3.633,i=10112234§3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴—一电动机轴n=937r/minp=4.8kw010T=9550p0=95504.8=48.922N•m0n93701轴—一减速器中间轴n.一「一一.n=—=937r/mrnp=p叩=4.8义0.99=4.752kwi■100101T=Tin=48.922义1*0.99=44.009N•m1001012轴一一减速器中间轴n937n=—==198.349r/mini4.724;12p=pn=4.752义0.9603=4.563kw112T=Tin=44.009义4.724义0.9603义0.97=199.649N•m2112123轴—一减速器低速轴八n198.349一二招.n===54.596r/mini3.63323p=pn=4.563义0.9603=4.382kw223T=Tin=199.649义3.633义0.9603=693.653N•m322323轴——工作机n=n=54.596r/min43p=pn=4.382x0.9801=4.338kw4334计算及说明结果

T=Tin=693.653x1x0.98=676.922N•m433434误差：(676.922-3200X210/1000)/(3200X210/1000)X100%=0.7325%各参数如左图所示T1=2.5X103Nm轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速937937198.34954.59654.596功率4.84.7524.5634.3824.338转矩48.92244.009199.649693.653676.922联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比14.7243.6331传动效率0.990.96030.96030.9801(单位：n——升min；PkW;TNm)第三章高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度(GB10095-88)3)材料选择。由文献得可选小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=17,大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.724X17=79.75取Z2=80。5)选取螺旋角。初螺旋角为6=14。§1按齿面强度设计日口/'2kTu+1zZZ、即：d=』—一•(HE)21131①£UO'daH1)确定公式内的各计算数值(1)试选Kt=1.6(2)由文献得Zh=2.433/、——£=0.725;£=0.87(3)由文献得：a1a2£=£+£=1.595aa1a2(4)计算小齿轮传递的转矩T=95.5x105XP/n=95.5XIO5X4.752/937=2.5X104Nm111计算及说明结果

⑸文献得：。/1d(6)文献得：材料弹性影响系数Z=189.6MPa12E(7)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限o=600MPa；大齿Hliml轮的疲劳强度极限O=550MPa。Hlim2(8)设每年工作时间按300天计算N=60njLT=60x937x1x(2x8x300x5)=2.7965x10911HN=2/7965x109/-0.61x1092/4.56(9)由文献查得接触疲劳寿命系数K-0.91;K-0.95HN1HN2(10)疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1。"rK•O…，八………[o]—hn1Hiim1—09x600MPa—540MPa1^m1JJ.um.L\j./、L/L/L/J^rJ.L/PiXL/PH1S"rK•O……，，-八……[o]—hn2Hiim2—095x550MPa—46502MPa1^m111ItmUlmi-1\J./、\_/J^rJ.l/pI.J*../.VyJ^rJ.l/pH2S[o]+[o][o]—[H」1[H」2—502.51MPaH22)计算(1)小齿轮分度圆直径d1td>35.83mm11,、J2x1.6x2.5x1034.75+1,2.433x189.8、《℃d>31xx()2—35.83mm1131x1.5954.75531.25ndn兀x35.83x1440八—功」(2)计算圆周的速度：v-111--27m/v—2.7—mS6'-60x100060x1000-八(3)计算齿宽b及模数mntb=。d—1x35.83mm—35.83mmd11m-2.045mmn1dcosB35.83xcos14。__m—11——2045mm一n一Z17…1计算及说明结果

H=2.25mn=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)计算重合度£c=0.318x。ZtanP=0.318x1x17xtan140=1.35Pdi(5)计算载荷系数K根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：所「1.41;邑/1.3;与二4=1.4K=KKKK=1x1.1x1.4x1.41=2.17AVHaHP(6)按实际的载荷系数校正所算得的d=dk!k/=35.83xal21%mm=39.66mm11t3/k%/1.6⑺计算模数MndcosP39.66xcos14。小“m=t=mm=2.26mmnZ171!2kTYcos2PYY§2按齿根弯曲强度设计：m>3,——1•FaSan3。Z28[O]dd1aF1)确定计算参数(1)计算载荷系数K=KKKK=1x1.10x1.4x1.3=2.002AVHaFP(2)根据纵向重合度1.35从图10-28查得YP=0.89”.一.…Z17(3)计算当量齿数：Z=一」==18.61V1cos3PCOS3140Z=Z2=—80—=87.58V2COs3PCOs3140(4)查取齿形系数，由表查得：Y=2.97;Y=2.22Fa1Fa2(5)查取应力校正系数，由表得：Y=1.52;Y=1.77Sa1sa2(6)小齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE1=500MPaK=2.17mmd=39.66mm1m=2.26mmnK=2.002mmZ=18.61mmV1Z=87.58mmv2计算及说明结果

大齿轮的弯曲疲劳强度极限6=380MPa.FE2⑺查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4[6]=Kfn16FE1=0.85x500MPa=303.57MPafis1.4[6]=『N26fe2=0.88X380MPa=238.86MPaf2s1.4（9）计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。yy2.97X1.52Fa1S1==0.01487[6]303.57F1FaJ%2=2.22S7=0.01645大齿轮的数值大[6]238.86F22）设计计算i'2x2.002x2.5x104x0.89xcos214。八…〜厂一,m>3ix0.01645mm=1.44mmn31x172x1.595对比计算结果，由齿面接触疲劳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，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66ml来计算应有的齿数。于是由Z=幺9=66.62xco"=25.86取Z=19m2.51n则Z=Zi=19x4.75=9121124）几何尺寸计算i、竹笛由P明（Z+Z）m（19+91）x2n,1）计算中心距a=——12—n==1132cosB2xcos140将中心距圆整为113mm2）按圆整后中心距修正螺旋角m>1.44mmZ=191Z=912a-113mm计算及说明结果

（Z+Z）m（19+91）X2p=arccos—i2——n=arccos=13.2302a2x185因P值改变不多■故参数8,Kq,Z等不必修正a1pH3）计算大、小齿轮的分度圆直径,Zm19x2,Q.Zm91x2.d=-1-n==39mmd=-n==187mm1cospcos13.23o2cospcos13.23o4）计算齿轮宽度b=。d=1x39mm=39mmd1圆整后取B=40mm;B=45mm215）结构设计第四章低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由文献得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBs。4）选取小齿轮齿数Z1=17,大齿轮齿数Z2=iZ1=3.66X17=62取Z2=62。5）选取螺旋角。初螺旋角为6=140§1按齿面强度设计日口|2kTu+1ZZ即：d=1一j•（HE）21131中8uO'daH2）确定公式内的各计算数值（5）试选Kt=1.6（6）由文献得Zh=2.433/、8=0.725;8=0.89（7）由乂献得：aa1aa28=8+8=1.615aa1a2p=13,230d=39mm1d=187mm2B=70mm1B=65mm2计算及说明结果

⑷计算小齿轮传递的转矩T=95.5义105XP/n=95.5X105X3.7818/1440=25.0767X104Nm222⑸文献得：忙=1d(6)文献得：材料弹性影响系数Z=189.6MPa』2E⑺按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限O=600MPa；大齿Hliml轮的接触疲劳强度极限O=550MPa。Hlim2(8)设每年工作时间按300天计算N=60njL=60义212.72义1义(2*8义300*10)=0.61*10912HN=0.61义10%L=0.17*1092/3.51⑼由文献查得接触疲劳寿命系数K=0.95;K=0.96HN1HN2(10)疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1。rrK・Oi-[O]=—HN1——H4im1=0.95X600MPa=570MPah1SKKK•O…f[o]=—HN2Hiim2=0.96x550MPa=528MPah2Srr[O]+[O][o]=——h—1h~2=549MPah22)计算(1)小齿轮分度圆直径d1t7i12x1.6x114.39x1043.66+1,2.433x189.8、八d>3,ixx()2=60.19mm1131x1.6153.66549ndn兀x60.19x303(2)计算圆周的速度：v=1~^—==0.95m/60X100060X1000八(3)计算齿宽b及模数mb=。d=1x60.19mm=60.19mmntd11T=125.0767x104Nmd>60.19mm11v=0.95mS计算及说明结果

dcosB60.19xcos14om=—u==3.435mmntZ171H=2.25mn=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8(4)计算重合度£c=0.318x。ZtanB=0.318x1x17xtan14o=1.35Bd1(5)计算载荷系数K根据v=1m/s、7级精度，由文献查得动载系数Kv=0.7;由查得：KHp=L422;KfjL33;Kh=Kf=1.4"K=KKKK°=1x0.7x1.4x1.42=2.18AVHaHB(6)按实际的载荷系数校正所算得的d=dk'k/=60.19xI2.1%於mm=66.73mm11t31/k3/1.6⑺计算模数MndcosB66.73xcos14。…m=—i=mm=3.8mmnZ171m=3.435mmntH=2.25mmK=2.18d1=66.73mmm=3.8mmnK=2.002Z=18.61V1Z=67.87v2§2按齿根弯曲强度设计：m>31n31)确定计算参数(1)计算载荷系数K=KKKK°=1x0.7x1.4x1.33=2AVHaFB⑵根据纵向重合度1.35,从图10-28查得一一.…Z17(3)计算当量齿数：Z=上k=」7VV1cos3Bcos3147Z62Z=2=V2cos3Bcos312kTYcos2BYY2B•FaSa1aaaf^。Z28[0]d1aFL002螺旋角影响系数YB=0.87-=18.610——=67.8740计算及说明结果

⑷查取齿形系数，查得：Y=2.89;Y=2.258Fa1Fa2⑸查取应力校正系数，得：Y=1.558;Y=1.74Sa1sa2(6)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限8=380MPa.FE2(7)查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.41K80.85x500[8]=—fn1fe1=MPa=303.57MPaF1s1.41K80.88x380“D[8]=—fn2fe2=MPa=238.86MPaf2s1.4(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。Yy2.882x1.532八八Fa1，Sa1==0.01464[8]303.57F1Yy2.260x1.720+止以.拈/古士Fa2S2==0.01644大齿轮的数值大[8]238.86F22)设计计算m>2,364mmnZ=191Z=712、i'2x2.002x114.39x103x0.87xcos214。……八…m>3x0.01644mm=2.364mmn31x172x1.615对比计算结果，由齿面接触疲劳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，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由Z=4cos』=60.19xcos"0=19.461m3n取Z=19则Z=Zi=19x3.66=7112112计算及说明结果

4.几何尺寸计算1、件笛由P明(Z+Z)m(19+71)*33)计算中心距a=—i2——n==139cosB2义cos14o将中心距圆整为139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角(Z+Z)m(19+71)x3p=arccos—12——n=arccos=13.7802a2x139因P值改变不多■故参数8,Kq,Z等不必修正a1pH3)计算大、小齿轮的分度圆直径d=人=19X3=58.76mmd=/=71X3=219.59mm1cospcos13.78o2cosPcos13.78o4)计算齿轮宽度b=。d=1x58.76mm=58.76mmd1圆整后取：B=60mm;B=65mm21§3结构设计1、参考文献2、以大齿轮为例在3号图纸上绘图a=139mmP=13.780d=58.76mm1d=219.59mm2B=65mmB=60mm§4斜齿轮各参数的确定名称符号高速1齿高速2齿低速1齿低速2齿螺旋角P13.4013.4014.25014.250法面模数mn2.52.533

端面模数mt2.572.573.093.09法面压力角an200200200200端面压力角at20.5020.5020.6020.60法面齿距pn7.857.859.429.42端面齿距pt8.708.709.729.72法面齿顶高系数h*an1111法面顶隙系数c*n0.250.250.250.25法面基圆齿距p,bn7.387.388.858.85齿顶高ha2.52.533齿根高hf3.1253.1253.753.75法面齿厚st3.9253.9254.714.71齿顶圆直径da71.82308.2692.52308.82齿根圆直径df60.57297.0179.52295.82分度圆直径d66.82303.2686.52302.82基圆直径db62.59284.0680.99283.46计算及说明结果

§1中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献取A0=112,于是得d=A/p2=112x19=38.3mm。输出轴的最小直径显然min031n382.7922是是安装滚动轴承处的直径，由文献，根据轴最小直径38.3mm，可选标准轴球轴承的安装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=15mm.由文献【得d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。l=2(BA+C+K)+S+b+b=172mmAB2211h11=B4+C+K+b/2=48.5mmac22h1'1=1—1=123.5mmBCABAC1=B/2+C+K+b/2=58.5mmBD'11；2、受力分析(如下页图示)厂2000T2000x114.39〃cF=2=N=1223.42N11d18721tanatan20。F=F•―汗=1223.42x=457.43Nr1t1cosPcos13.2301F=F•tanp=1223.42xtan13.230=287.6Na1111厂2000T2000x114.39〃F=2=N=3893Nt2d58.7622tanatan200F=F•--n=3893x=539.16Nr212cospcos13.7802F=F•tanp=3839xtan13.780=947.5Na2122d=38.3mmmin1=172mmAB1=48.5mmAC1=123.5mmBC1=58.5mmBDF=1223.42Nt1F=457.43Nr1F=287.6Na1F=3839Nt2F=539.16Nr1F=947.5Na1§2中间轴的受力和弯矩图如下

计算及说明结果xABx水平方向受力TA扭距图合弯距图

xABx水平方向受力TA扭距图合弯距图3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图由轴的水平面的受力图可得：nF-l+F•l1T1223.42义123.5+3839*58.5R二一一BC——修一BDN二二2249.54Naxl167R=2249.54NAXABR=2812.88NBXR=F+F—R=1223.42+3839—2249.54=2812.88NBX1112AXM=109102.69NM=M=0;M=R・l=2249.54x48.5=109102.69N・mmAXBXCXAXACAXM=Rl=164553.48N・mmDXBXBDM=164553.48NDX弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图F/1、—F,l+F523+F.lR_a1--2r1BCa2:2r2BDAylAB_607x303.26/2-953x162+2277x86.52/2+3355x69.5R=177.25NAY219=177.25N•mmR=F—F+R=941.5—457.43+177.25=306.85N•mmByr2r1AyR=306.85NBYM=M=0;M=R・l=8596.625N・mmAyByCY1AYACM=M=0AYBYM=R•l—F・lCY2BYBCr2CD=-21980.375N•mmM=AY8596.625NmmM=R•l-F•lDY1AYADr1CD=17950.725N•mmM=CY2-21980.375N•mm轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。M=DY117950.725N•mmR=/R2+R2=2256.5NAAXAYR=2256.5NA计算及说明结果

R=沃2+R2=2829.57NRB=2829,57B"BXBY(轴向力Fa1Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上)M=MM2+M2=、269005.82+70098.62:277989.09N-mmC1%CXCY1M=.、:M2+M2=、,269005.82+(—120441.1)2=294737.47N•mmC2卜CXCY2”M=、M2+M2:<469861.72+272007.62;542916.3N.mmD1'DXDY1M=、M2+M2=J469861.72+81467.92;476872.1N.mmD2%DXDY2弯矩图如上图所示6、轴的初步计算TOC\o"1-5"\h\z经查资料轴的材料为45号钢调质处理o=637MPa,[o]=58.7MPab—1’10、M2+(aT)2d=3'」—c--——=49.07mmc3[o]：10、M2+(aT)2d=3,--——D=49.36mmD3[O]此处开有一个键槽时，直径增大4%，所以d>51.03mmd>51.33mmcD7、轴的结构设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：d=(0.3~0.35)a=(0.3~0.35)x113=33.9~39.55mmdc由文献，取减速器中间轴的危险面直径d=65mm.轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)8、键的选取：由文献G可得：bXh=18X11,轴:-0.043〜0毂：±0.0215;合弯矩大小左侧所示D=65mm深度：轴：7(0〜0.2)，毂:4.4(0〜0.2);半径：r=0.25〜0.40合弯矩大小左侧所示D=65mm计算及说明结果

§3高速轴的设计及联轴器的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献取A0=112,于是得，亍…K87d=A'—2=112x3：=23.5mm。min03；n397022输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KAT1由文献得Ka=1.3;Tca=1.3X87330=113529Nmm查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5