二级展开式圆柱齿轮减速器设计2

目录一．设计任务书……………………………………………………1二．传动方案的拟定及说明………………………………………3三．电动机的选择…………………………………………………3四．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…………………………………………………14七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27九．连轴器的选择…………………………………………………27十．箱体的结构设计………………………………………………29十一、减速器附件的选择……………………………………………30十二、润滑与密封……………………………………………………31十三、设计小结………………………………………………………32十四、参考资料………………………………………………………331一、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：输送带的牵引力F（kN）：2.1输送带滚筒的直径D（mm）：450输送带速度V（m/s）：1..4带速允许偏差（％）：±5使用年限（年）：10工作制度（班/日）：24.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)齿轮、轴以及箱座零件图各一张；3)设计说明书一份；6.设计进度：1)第一阶段：总体计算和传动件参数计算2)第二阶段：轴与轴系零件的设计33)第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4)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：1．电动机类型和结构的选择：因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2．电动机容量的选择：1）工作机所需功率PwPFV/1000ww＝3.1kW2）电动机的输出功率dPdP＝Pw/η由于320.86轴承齿轮链联轴器，故：dP＝3.6kW43．电动机转速的选择：根据12dnwniiin，初选为同步转速为1500r/min的电动机4．电动机型号的确定：由表17-7查出电动机型号为Y112M-4,其额定功率为4kW，满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。四、计算传动装置的运动和动力参数：1.计算总传动比：由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比i：由于1.4601000/59.41wnD，故计算得到总传动比：24.24i2.合理分配各级传动比：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3.分配传动比：11.3ii因为24.24i，取24i，125.61,4.32ii，此时速度偏差为0.5%5%，所以可行。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IV5转速（r/min）14401440256.759.459.4功率（kW）43.963.803.653.50转矩（N·m）26.526.3141.4586.8562.7传动比115.614.321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，在减速器中圆周速度不大的情况下采用直齿轮。I---II轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比5.61）：1．选精度等级、材料及齿数：1）材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数119z，大齿轮齿数2107z的；2．按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—9）试算，即d≥321·2.32HEdtZuuTKσφ4）确定公式内的各计算数值：6（1）试选tK1.3；（2）由图10－30选取区域系数2.5ZH；（3）由表10－7选取尺宽系数1d；（4）由表10－6查得材料的弹性影响系数189.8ZEMpa；（5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMpa；（6）由式10－13计算应力循环次数：1N160hnjL6014401283001094.210921/5.610.7510NN由图10－19查得接触疲劳寿命系数10.88HNK；20.92HNK；（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1％，安全系数1S，由式（10－12）得H1H2HH1H2[]0.88600528[]0.92550506[]min[],[]506MPaMPaMPa5）计算过程：（1）试算小齿轮分度圆直径1td：1td≥3211·2.32HEdtZuuTKσφ=2.323235068.1891.6561.6·110.3261.3=41.36mm（2）计算圆周速度：1241.3614403.11/601000601000tdnvms（3）计算齿宽、模数及齿高等参数：7齿宽1b=141.3641.36dtdmm模数m=11zdt=1941.36=2.18齿高2.252.252.184.91hmmm齿宽与齿比为/41.36/4.918.42bh（4）计算载荷系数K：已知载荷平稳，所以取AK=1；根据v=2.93m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1.1VK；对于直齿轮1HFKK；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.450HK由/8.42bh,查图10-13得1.48FK，故：A11.111.481.628vHHKKKKK（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得3311/41.361.628/1.345.05ttddKKmm（6）计算模数mm11zd=1955.04=2.37mm3．按齿根弯曲强度设计：由式(10—17)m≥3211·2FSaFadYYzKTσφ8确定计算参数：1)由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FMpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FMpa2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.93FNK3)计算弯曲疲劳许用应力取安全系数1.4S，由式10-12得：1F=11/FNFEKS=303.57Mpa2F=22/FNFEKS=252.43Mpa4)查取齿型系数和应力校正系数由表10—5查得12.850FaY；22.175FaY由表10－5查得11.540SaY；21.798SaY5)计算大、小齿轮的FSaFaYYσ并加以比较111FSaFaYYσ=57.30354.185.2=0.01456222FSaFaYYσ=43.252798.1175.2=0.01549大齿轮的数值大。6)计算载荷系数11.111.481.628AVFFKKKKK7)设计计算m≥32354901.0·11911026.3628.12=1.54最终结果：m=1.544．标准模数选择：9由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.54优先采用第一系列并就近圆整为标准值2mmm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的145.05dmm1)小齿轮齿数11/25.525zdm，取123z2）大齿轮齿数215.61129zz，取2z=1295.几何尺寸计算：1)计算中心距：a221mzz=152mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径：1146dzmmm，22258dzmmm计算齿轮宽度：1dbd46bmm小齿轮齿宽相对大一点因此150Bmm，246Bmm3)结构设计：以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。10II---III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比4.32）：1.选精度等级、材料及齿数(与上面两对齿轮相同)：1）材料及热处理：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，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数124z，大齿轮齿数2103z的；2.按齿面接触强度设计：因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—9）试算，即td≥321·2.32HEdtZuuTKσφ4）确定公式内的各计算数值（1）试选tK1.3；（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.5；（3）由表10－7选取尺宽系数1d；（4）表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（5）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMpa；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMpa；（6）由式10－13计算应力循环次数：119116060256.7128300100.7410hNnjL821/4.321.7110NN由图10－19查得接触疲劳寿命系数11.86HNK；20.92HNK；（7）计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1％，安全系数1S，由式（10－12）得：H1H2HH1H2[]0.86600516[]0.92550506[]min[],[]506MPaMPaMPa5）计算过程：（1）试算小齿轮分度圆直径1td1td≥3211·2.32HEdtZuuTKσφ=2.323235068.18932.432.5·110141.41.3=73.54mm（2）计算圆周速度1273.54256.70.99/601000601000tdnvms（3）计算齿宽b及模数m1b=173.5473.54dtdmmm=11zdt=2473.54=3.06齿高2.252.253.066.89hmmm齿宽与齿高比/73.54/6.8910.67bh（4）计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取AK=1；根据v=0.99m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数1S121.06VK；由于直齿轮1HFKK；由表10-4插值法查的8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，1.463HK；由b/h=8.44，查图10-13得1.461FK；A11.0611.4631.55vHHKKKKK（4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得3311/73.541.55/1