分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

分流式二级直齿圆柱齿轮减速器V，则解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5％范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率=4kw=4×0.96kw=3.86kw=3.86×0.96×0.98kw=3.82kw=3.82×0.97×0.98kw=3.56kw=3.56×0.98×0.99kw=3.52kw各轴转矩=9550×4/1440=26.53=9550×3.86/533=69.16=9550×3.82/169.2=215.61=9550×3.56/70=485.7表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）1440533169.2069.9270功率（kw）43.863.823.563.52转矩()26.5369.16215.61485.7480.22传动比13.152.421效率0.990.940..940.97皮带轮设计和计算1．求查表13-8得：选V带型号选用普通V带，由和小带轮转速n=1440r/min查图13-15得此坐标位于B型区域内3、求大小带轮基准直径大带轮的基准直径验算带速V带的速度合适求V带基准长度和中心距初定中心距查表得验算小带轮包角故小带轮上的包角符合要求。确定V带根数Z查表得则故取2根求作用在带轮轴上的压力查表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力作用在带轮轴上的压力为：9、带轮结构尺寸七、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。d.初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=3.15×20=63=3.15e.初选螺旋角β=f.选取齿宽系数：=12）按齿面接触强度设计按下式试算①1）确定公式内的各计算数值a.试选=1.6b.分流式小齿轮传递的转矩=/2=34.58c.查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433（表10-6）选取弹性影响系数=189.8d.查图表（P215图10-26）得=0.76，=0.86=0.768+0.87=1.62e.按齿面硬度查表：小齿轮接触疲劳强度极限：大齿轮接触疲劳强度极限：查表得接触疲劳强度系数：取失效概率为1%，安全系数为S=1许用接触应力=552MPa，=533.5MPa则=（+）/2=（600+530）/2=565MPaf.由式N=60nj②计算应力循环次数=60×533×1×19200=6.14×=6.14×/3.15=1.95×2）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径=50.67mmb.计算圆周速度=3.14×50.67×533/（60×1000）m/s=1.41m/sc.计算齿宽b及模数b==1×50.67mm=50.67mm=cosβ/=2.458mmh=2.25=2.25×1.983mm=5.531mmb/h=51.76/4.462=9.16d.计算纵向重合度=0.318tanβ=0.318×1×20×tan=1.59e.计算载荷系数K使用系数=1，根据=1.4m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.06查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4由公式③得=1.417查图表（P198图10-13）得=1.40由式④得载荷系数=1×1.06×1.2×1.417=2.1f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式⑤得g.计算模数=cosβ/=55.48×cos/20mm=2.69mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式计算确定计算系数计算载荷系数由式⑥得=1×1.06×1.4×1.4=2.078根据纵向重合度=1.59查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.87计算当量齿数查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.80，=2.77查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.55，=1.74计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa，由式⑦得=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa=0.88×380/1.4MPa=238.86MPa计算大小齿轮的并加以比较=2.80×1.55/303.57=0.01430=2.27×1.74/238.86=0.01653大齿轮的数值大设计计算由以上计算结果，取=2，按接触疲劳强度得的分度圆直径=53.83mm计算应有的齿数=53.83×cos/2=27取=27，则=3.15×27=85几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为115mm按圆整的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数，，等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径=27×2/cos=55.93mm=85×2/cos=176.08mm计算齿轮宽度=1×55.42mm=55.42mm圆整后取=55mm，=60mm结构设计由e＜2，小齿轮做成齿轮轴由160mm<<500mm，大齿轮采用腹板式结构2.低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.选用7级精度（GB10095-85）c.材料选择小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBSd.初选小齿轮齿数=20，=20×2.42=48e.选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计按下式试算⑧确定公式内各计算数值试选=1.3确定小齿轮传递的转矩=215.61=2.1561×查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，=550MPa由式②确定应力循环次数=60×533×1×19800=6.14×=6.14×/2.42=42.54×查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.95，=0.97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⑦得=0.95×600MPa=540MPa=0.97×550MPa=522.5MPa2）计算a.由式⑧试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=522.5MPa得=85.5mmb.计算圆周速度=3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/sc.计算齿宽=1×85.5mm=85.5mmd.计算模数、齿宽高比模数=/=85.5/20=4.275齿高=2.25=2.25×4.275mm=9.62mm则/=85.5/9.62=8.89e.计算载荷系数根据=0.51m/s，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.03，直齿轮=1，由=1和=85.5mm，根据式③得=1.424由/8.89和=1.424查图表（P图10-13）得=1.34故根据式④得=1.467f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式⑤得=89.01mmg.计算模数=89.01/20mm=4.45mm按齿根弯曲强度设计计算公式为⑨确定公式内各计算数值查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4，由式得=0.87×500/1.4MPa=310.71MPa=0.89×380/1.4MPa=241.57MPa计算载荷系数。由式⑥得=1×1.03×1×1.34=1.38查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.80=2.33查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得=1.55，=1.69计算大、小齿轮的，并加以比较=2.80×1.55/310.71=0.013968=2.33×1.69/241.57=0.016300大齿轮的数值大设计计算由以上计算结果，取模数=3mm。按分度圆直径=89.1mm计算应有的齿数得=89.1/3=30，则=2.42×30=73几何尺寸计算计算中心距=3×（30+73）/2mm=155mm计算分度圆直径3×30mm=90mm3×73mm=219mm计算齿轮宽度=1×90mm=90mm取=90mm，=95mm5）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构八、滚动轴承的选择及校核计算高速轴的设计已知=3.86kw，=1440r/min，=69.16=34.581.求作用在齿轮上的力=2×69.16××cos/55.93N=2473.09N=2473.09×15.1N=641.61N圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示初步确定轴的最小直径。先按式⑩初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=126，得该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取d2=26mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为（11）查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×34.58=44.954根据=34.489及电动机轴径D=48mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=30mm轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=4kw=3.86kw=3.82kw=3.56kw=3.52kw=26.53=69.16=215.61=485.7A带V=13.57m/sL=1846ma=377mmZ=27级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=20=63β==1=1.6=34.58=2.433=189.8=0.76=0.861.62=552MPa=533.5MPa=565MPa1.95×=b=50.67mm=2.458mmh=5.531mmb/h=9.16=1.59=1=1.06=1.4=1.351=2.65=2.69mm=2.078=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500Mpa=380MPa=303.57Mpa=238.86MPa=0.01430=0.01653=22785115.43mm55.93mm176.08mm55.48mm=55mm=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.3=2.1561×=189.8=550Mpa=530MPa6.14×=0.95=0.97=540Mpa=522.5MPa85.5mm=1.03=1424=1.34=1.46789.01mm4.45mm=500Mpa=380Mpa=0.87=0.869=1.4310.71MPa241.57Mpa=1.38=2.80=2.33=1.55，=1.69=0.013968=0.01630090mm219mm=90mm=95mm2473.09N932.32N641.61N26.08mm=30mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度联轴器采用轴肩定位，I-II段=30mm，由式h=（0.07-0.1）d，取=35mm，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=40mm，=50mm初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm，故=52mm取=34mm，=54mm由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为34.2mm，到联轴器的距离为10.8mm，则=45mm取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则=15+12+12-5=34mm=34mm=108mm（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=20=mm，=50mm查图表（P表6-1）选用键=8mm×4mm×40mm。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计已知=3.82kw，=215.61，=169.20r/min1．求作用在齿轮上的力=2473.09N，=932.32N，=667.29N=2×209.34/176.08N=2377.90N=896.44N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=120，于是得。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=33mm3．轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度1）根据=35mm取=40mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=44mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=50mm，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm，则=45mm，由于轴环宽度b≥1.4h轴II的设计，取=c=10mm因为=85.5mm，=55mm取=92mm，则=55+10-7-3mm=55mm=55-2mm=53mm2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm，则=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接按=50mm，=92mm=44mm，=55mm=45mm，=53mm查图表（P表6-1）取各键的尺寸为III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mmII-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计已知=3.56kw，=485.7，=69.92r/min1．求作用在轴上的力=2377.90N=896.44N2．初步确定轴的最小直径按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5，则=1.5×485.7=728.55根据728.55，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=107mm，则轴的最小直径=45mm3．轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取=45mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=130mm2）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6313，其尺寸为d×D×B=65mm×140mm×33mm故=55mm3）轴承采用套筒定位，取=60mm，=36mm4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm，轴环宽度b≥1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=90mm。取=57.8mm，=2.3mm（S=2mm）=89.7mm，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+++c+2.5-（n+S）-16=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+++c+2.5--16=（10+14.5+70+10+2.5-10-16）mm=81mm根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=62mm，=89.7mm=42mm，=110mm查图表（P表6-1）得IV’-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mmVIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4．求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F=485.7N=856.44N弯矩=78683.4=138743.28总弯矩M=217426.68扭矩TT=295120.095.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力=280408.40/20849.146MPa=13.449MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故轴安全。轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1．输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力==1131.76N，=0，ε=3，转速n=1440r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N=1358.11N3）验算轴承寿命=106278h>=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082．轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=896.44N，=0，ε=10/3，n=533r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N=1075.728N3）验算轴承寿命=777446h>=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N2063．输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力==2541.26N，=0，ε=3，转速n=69.20/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N2）求轴承当量动载荷P因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N=2541.26N3）验算轴承寿命=118139h>=72000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。九、键连接的选择与校核计算1．输入轴与联轴器的键连接1)由轴II的设计知初步选用键C10×70，=69.162)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×69.16/4×65×35MPa=15.2MPa<=110MPa可见连接的强度足够，选用键C10×702．齿轮2（2’）与轴III的键连接1)由轴III的设计知初步选用键10×56，==107.8052)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×107.805/4×46×32MPa=36.62MPa<=110MPa可见连接的强度足够，选用键10×563．齿轮3与轴III的键连接1)由轴III的设计知初步选用键10×80，==215.612)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×215.61/4×70×34MPa=45.29MPa<=110MPa可见连接的强度足够，选用键10×804．齿轮4与轴IV的键连接1)由轴IV的设计知初步选用键18×80，==485.72)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得=2×485.7/5.5×62×62MPa=45.95MPa<=110MPa可见连接的强度足够，选用键18×805．联轴器与轴IV的键连接1)由轴IV的设计知初步选用键12×100，==383.532)校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MP