二级展开式圆柱齿轮减速器设计.

0目录一．设计任务书……………………………………………………2二．传动方案的拟定及说明………………………………………4三．电动机的选择…………………………………………………4四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4五．传动件的设计计算……………………………………………5六．轴的设计计算…………………………………………………13七．滚动轴承的选择及计算………………………………………27八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………29九．连轴器的选择…………………………………………………30十．箱体的结构设计………………………………………………31十一、减速器附件的选择…………………………………………33十二、润滑与密封…………………………………………………33十三、设计小结……………………………………………………35十四、参考资料……………………………………………………361一、设计任务书：题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图：DVF1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器2.工作情况：2载荷平稳、单向旋转3.原始数据：电动机功率P(kW):7.5电动机主轴转速V（r/min）：970使用年限（年）：10工作制度（班/日）：2联轴器效率：99%轴承效率：99%齿轮啮合效率：97%4.设计内容：1)电动机的选择与运动参数计算；2)直齿轮传动设计计算；3)轴的设计；4)滚动轴承的选择；5)键和联轴器的选择与校核；6)装配图、零件图的绘制；7)设计计算说明书的编写。5.设计任务：1)减速器总装配图一张；2)箱体或箱盖零件图一张；3)轴、齿轮或皮带轮零件图任选两张；4)设计说明书一份；6.设计进度：31）第一阶段：总体计算和传动件参数计算1)第二阶段：轴与轴系零件的设计2)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制3)第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明：由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。三、电动机的选择：由给定条件可知电动机功率7.5kW，转速970r/min,查表得电动机的型号为Y160M--6。四、计算传动装置的运动和动力参数：考虑到总传动比i=8,由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式i1=i)5.1~3.1(因为i=8，所以取i1=3.4，i2=2.35。五、各轴转速、输入功率、输入转矩：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴IV4转速（r/min）970970285.3121.4121.4功率（kW）7.57.4257.136.856.58转矩（N·m）73.873.1239539517.6传动比113.42.351效率10.990.960.960.94五、传动件设计计算：直齿圆柱齿轮具有不产生轴向力的优点，但传动平稳性较差，在··I---II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比3.4）：计算与说明主要结果1.选择齿轮材料并确定初步参数（1)选择齿轮材料及其热处理由表8-1选取小齿轮：40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBW；大齿轮：45钢；调质处理，齿面硬度为230HBW；（2)初选齿数取小齿轮齿数z1=27则大齿轮齿数z2=iz=92(3)选择齿宽系数Ψd和精度等级初估计小齿轮直径d1估=54mm，参照表8-8取齿宽系数Ψd=1，则b估=Ψdd1估=154=54mm齿轮圆周速度v估=10006011nd=10006097054m/s=2.74m/s参照表8-9，齿轮精度选为8级小齿轮40r调质大齿轮45钢调质z1=30z2=92d1估=54mmΨd=1b估=54mm齿轮精度8级5（4）计算两齿轮应力循环次数N小齿轮N1=60γn1th=601970(1025082)=2.33109大齿轮N2=iN1=4.333.2109=6.85108（5）寿命系数ZN由图8-24得ZN1=1，ZN2=1(不允许有一定量的点蚀）(6)接触疲劳系数σHlim由图8-20a,查MQ线得σHlim=720MPa,σHlim=580MPa(7)安全系数SH根据式（8-14）得1H=SZHNH1lim=11720MPa=720MPa2H=SZHNH2lim=11580MPa=580MPa2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数(1)确定各相关的参数值1）确定载荷系数K使用系数KA按电动机驱动，载荷平稳，查表8-4取KA=1动载系数KV按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.14齿间载荷分配系数KbFKtA=bdTKA112=54541031.7124=50.1N·mm100N`·mm1H=720MPa2H=580MPa104131.7TNmm6由表8-5取K=1.3齿向载荷分布系数K由图8-14a，取K=1,。09载荷系数K=KAKVKK=09.13.114.11=1.622）确定弹性系数ZE。由表8-6得ZE=190MPa3）确定节点区域系数ZH。由图8-16得ZH=2.54）确定重合度系数Z。由式（8-8），重合度=1.88-3.2（z11+z21）=1.88-3.2（271+921）=1.73由式（8-7），重合度系数Z=87.0373.1434（2）求所需小齿轮直径d1由式（8-6）得d13222112HHEHdZZZTK=32222458087.05.2190104.314.3131.762.12mm=53.8mm与初估d1基本相符（3）确定中心距a、模数m等主要几何参数1）模数mK=1.62ZE=190MPaZH=2.5Z=0.87d153.8mm7m=zd11=278.53=1.99mm由表8-7取标准模数m=2mm2）中心距aa=119922722221ZZmmm3)分度圆直径d1、d2mmmmmzd5427211mmmmmzd184922224）确定齿宽mmmmbdd545411大齿轮齿宽mmbb542小齿轮齿宽mmb6013.校核齿根弯曲疲劳强度（1）计算弯曲应力1）寿命系数YN1。由图8-29取121YYNN2）极限应力MPaMPaFF220,3002lim1lim3）尺寸系数YX。由图8-30，取121YYXX4）安全系数SF。参照表8-11，取SF=1.65）许用弯曲应力F。由式（8-16）得MPaMPaSYYFXNFF3756.11130022111lim1MPaMPaSYYFXNFF2756.11122022222lim2（2）计算齿根弯曲应力1）齿形系数YFa。由图8-18，取YFa1=2.58，mmm2a=119mmmmd541mmd1842mmb542mmb601MPaF3751MPaF27528YFa2=2.182）应力修正系数Ysa。由图8-19，取Ysa1=1.61Ysa2=1.773）重合度系数Y。由式（8-11）得Y=0.25+75.0=0.25+68.073.175.04)齿根弯曲应力。由式（8-9)得mKbdYYYTsaFaF111112=2545468.061.158.231.762.12104=114.71MPa1F=375MPaYYYYsaFasaFaFF112212=61.158.277.118.27.114=106.55MPa2F=275MPa结论：齿根弯曲疲劳强度足够1F=114,71MPa2F=106.55MPaII---III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比2.35)计算与说明主要结果1.选择齿轮材料并确定初步参数（1)选择齿轮材料及其热处理由表8-1选取小齿轮：40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBW；大齿轮：45钢；调质处理，齿面硬度为230HBW；（2)初选齿数取小齿轮齿数z1=27则大齿轮齿数z2=iz=63小齿轮40Cr调质大齿轮45钢调质z1=27z2=639(3)选择齿宽系数Ψd和精度等级初估计小齿轮直径d1估=81mm，参照表8-8取齿宽系数Ψd=1，则b估=Ψdd1估=181=81mm齿轮圆周速度v估=10006011nd=1000603.28581m/s=1.21m/s参照表8-9，齿轮精度选为8级（4）计算两齿轮应力循环次数小齿轮N1=60γn1th=601285.3(1025082)=6.85108大齿轮N2=iN1=35.285.6108=2.91108（5）寿命系数ZN由图8-24得ZN1=1，ZN2=1(不允许有一定量的点蚀）(6)接触疲劳系数σHlim由图8-20a,查MQ线得σHlim=720MPa,σHlim=580MPa(7)安全系数SH根据式（8-14）得1H=SZHNH1lim=11720MPa=720MPa2H=SZHNH2lim=11580MPa=580MPa2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数(1)确定各相关的参数值1）确定载荷系数Kd1估=81mmΨd=1b估=81mm齿轮精度8级1H=720MPa2H=580MPa10使用系数KA按电动机驱动，载荷平稳，查表8-4取KA=1动载系数KV按8级精度和速度，查图8-11，取KV=1.1齿间载荷分配系数KbFKtA=bdTKA112=81811039.2125=72.85N·mm100N·`mm由表8-5取K=1.2齿向载荷分布系数K由图8-14a，取K=1.09载荷系数K=KAKVKK=09.12.11.11=1.442）确定弹性系数ZE。由表8-6得ZE=190MPa3）确定节点区域系数ZH。由图8-16得ZH=2.54）确定重合度系数Z。由式（8-8），重合度=1.88-3.2（z11+z21）=1.88-3.2（271+631）=1.71由式（8-7），重合度系数Z=874.0373.1434（2）求所需小齿轮直径d1由式（8-6）得K=1.44ZE=190MPaZH=2.5Z=0.87411d13222112HHEHdZZZTK=322225580874.05.21901035.2135.2139.244.12mm=79.5mm与初估d1基本相符（4）确定中心距a、模数m等主要几何参数1）模数mm=zd11=275.79=2.94mm由表8-7取标准模数m=3mm3）中心距aa=135632723221ZZmmm4)分度圆直径d1、d2mmmmmzd8127311mmmmmzd189633224）确定齿宽mmmmbdd818111大齿轮齿宽mmbb812小齿轮齿宽mmb8614.校核齿根弯曲疲劳强度（2）计算弯曲应力1）寿命系数YN1。由图8-29取121YYNN2）极限应力MPaMPaFF220,3002lim1limd179.5mmm=3mma=135mmmmd811mmd1892mmbb812mmb861123）尺寸系数YX。由图8-30，取121YYXX4）安全系数SF。参照表8-11，取SF=1.65）许用弯曲应力F。由式（8-16）得MPaMPaSYYFXNFF3756.11130022111lim1MPaMPaSYYFXNF