设计课程设计两级圆柱齿轮减速器.docx

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1、个人资料整理仅限学习使用一、课程设计方案1 传动装置简图带式运输机的传动装置如如图 1 所示图 12 原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速V/m/s）滚筒直径D/mm155023003 工作条件三班制，使用年限10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5% .传动方案：图 2二、电动机的选择1）选择电动机类型按工作要求用Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为 380V。1/34个人资料整理仅限学习使用2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1 的2-1）为Pd由式 2-1）得F .VPwkw1000 wPwa根据带式

2、运输机工作的类型，可取工作机效率w0.96传动装置的总效率242a联轴承齿轮查参考文献 1 第 10 章中表 10-2 机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率联0.99 ，滚动轴承传动效率 一对）轴承0.99开式齿轮传动效率齿轮0.97，代入得0.9920.9940.9720.886所需电动机功率为F .V15502Pw10000.96kw 3.64kw1000 w0.886因载荷平稳，电动机额定功率Pcd 略大于 Pd 即可，由参考文献1 第 19 章所示 Y 型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率 Pcd 为 4 kw 。方案 电动机型额定功总 传 动号率同 步

3、满 载比Pcd / kw转 速转 速i a2/34个人资料整理仅限学习使用1Y112M-441500140011.32Y112M-243000289022.7表 1 中，方案 2 的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案 1 较好，即选定电动机型号为 Y112M-4。三传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速 nm 及工作机转速 n，可得传动装置所要求的总传动比为nm1440ia11.30n 127.4合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿

4、轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近 即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即i1(1.3 1.5)i选电动机型号为式中：高速级传动比Y112M-4。i 减速器传动比又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为3 5，所以选i13.98, i22.84。四计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算1）各轴转速nm14401440r minn1ionm1440361.81ni 0i11 3.98n nnm1440127.43r mini2i0i1i 23.98 2.842）各轴输入功率PPd013.640.993.60kw

5、PP123.600.973.50kwPP123.500.973.39kw工作机轴 PP 343.390.99 3.37kwn/(r/mini电 动3.6424.141440机轴10.99高 速3.6023.901440轴中 速3.5092.20361.813.980.97轴低 速3.39253.99127.432.840.97轴工 作3.37251.45127.4310.99机轴五齿轮零件的设计计算一）高速级齿轮的设计设计参数：P3.60kwT 2.39 10 4 N .m n 1440 r mini13.98两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。

6、1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1 ）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7 级精度GB10095-88）2）材料及热处理：由参考文献 2 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，二者材料硬度差为 40HBS。3）试选小齿轮齿数Z118 ，大齿轮齿数Z2i1Z13.98 1871.58，取 Z 2724）选取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按按齿面接触强度设计按参考文献 2 式 10-21）计算，即4/34个人资料整理仅限学习使用2K tT1u 1 ZH ZE)2d1t 3(du H 1）确定公式内的各计算数值

7、1）试选 K t=1.62）由参考文献2图 10-30选取区域系数 ZH=2.4333）由参考文献2表 10-7 选取齿宽系数 =1d4）由参考文献2图 10-26查得1 0.73，20.87则121.605）小齿轮转距 T1T23.90 103 N.mm6）由由参考文2表 10-6 查得材料的弹性影响系数1ZE 189.8Mpa27）由参考文献 2 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度 极 限H lim1600MPa ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim2550MPa由参考文献 2 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限H lim

8、1600MPa ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim2550MPa8）由参考文献 2 式10-13）计算应力循环次数N160nI jL h601440 1(3 8300 10) 6.221 109N 26.04810 91.56310 93.989）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系K HN 1 0.88，K HN 2 0.91；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献 2 式10-12）得H K HN1lim 10.88600MPa528MPa1SKHN2lim 20.91550MPa500.5MPaH 2SH H1H 2 258

9、500.5 MPa 514.25MPa222）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ，有计算公式得21.623 .9010 34.982.43323189.8mm 36.40m md1t11.63.98514.252）计算圆周速度d1t n3.14 36.40 1440v100060m s 2.74 m s6010003）计算齿宽 b 及模数 mnt5/34个人资料整理仅限学习使用bd d1t1 36.4036.40mmd1t cos36.40 cos14 mm 1.96mmm1tZ118h2.25m1t2.251.96mm4.41mmb36.408.25h4.414）计算纵向重合度0.318

10、d Z1tan0.318118tan14 1.4275）计算载荷系数 K2 表 10-2已知载荷平稳，由参考文献选取使用系数取K A1根据 v 2.74 m s ，7级精度，由参考文献2 图 10-8 查得动载系数 K v1.10；由表 10-4 查得 K H的计算公式和直齿轮的相同故 K H1.405；由参考文献 2 图 10-13 查得 K F1.35由表 10-3查得KHK F1.4。故载荷系数K K A K v K HK H1 1.101.41.4052.166）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2 式 10-10a）得d1 d1t 3K36.40 3 2.16mm 40

11、.25mmK t1.67）计算模数mnd1 cos40.25cos142.17mmZ1mm183按齿根弯曲强度设计由参考文献 2 式10-17）2KTYcos2YFaYSamn13d Z12F 1）确定计算参数1）计算载荷系数K K A K v K FK F11.10 1.4 1.352.0792）根据纵向重合度1.427 ，从参考文献 2 图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y =0.883）计算当量齿数Zv1Z11819.71cos3cos314Zv2Z27278.86cos3cos3146/34个人资料整理仅限学习使用4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查 得YFa12.815 ； Y

12、Fa 22.2225）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查 得YSa11.547 ； YSa21.7686）由参考文献2 图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE 1 500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳极限FE 2380MPa7）由参考文献2图 10-18，查得弯曲疲劳寿命系数K FN10.82， K FN20.85 ；8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献 2 式10-12）得F 1K FN1SFE10.82500 MPa292.88MPa1.4F 2KFN2FE 20.85380230.71MPaSMPa1.49）计算大，小齿轮的YFa YSa ，并加以比较F

13、YFa 1YSa12.8151.5470.01487F 1292.88YFa 2YSa22.2221.7680.01702F 2230.71大齿轮的数值大2）设计计算22.07923 .910 30.88cos14230.01702 mm1.393mmmn11821.60对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn1.5，已可满mm足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径 d1 =40.25mm来计算应有的齿数。于是由d1 cos40.25cos1426.03Z11.5mn取 Z1 =26，则 Z2i1Z13.

14、98 26103.48 ，取 Z 2 =103。4几何尺寸计算1）计算中心距Z1 Z2mn26103 1.5 mm99.74mma2 cos2cos14将中心距圆整为 100mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos Z1Z 2mnarccos 26103 1.5143502a2100因 值改变不多，故参数、 K 、Z H 等不必修正。7/34个人资料整理仅限学习使用3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1 mn261.5cos40.2mmcos14 3 50dZ2 mn1031.52cos159.28mmcos14 3 504）计算齿轮宽度mmbd d1140.240.2 40圆整后取B

15、2 40mm ； B145mm 。二）低速级齿轮的设计设计参数：P3.50kwT 92.20 103 N .mm n 361.81 r mini 22.841选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图 2 所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7 级精度GB10095-88）3）材料及热处理：选择参考文献 2 表 10-1 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。4）试选小齿轮齿数 Z3 20，大齿轮齿数Z4i 2Z 32.842056.8 ，取 Z45

16、72按齿面接触强度设计按参考文献 2 式10-9a）进行试算，即KT1u 1Z E2d1t2.32 3u H d1）确定公式内的各计算数值1）试选 K =1.3t2）由参考文献 2 表 10-7 选取齿宽系数 d=13）小齿轮传递的转距 T1T9.22 104 N .mm4）由参考文献2 表10-6 查得材料的弹性影响系数1ZE189.8Mpa25）由参考文献 2 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2550MPa6）由参考文献 2 式10-19）计算应力循环次数N1 60n1 jL h60361.81 1(3

17、8 300 10) 1.563 1098/34个人资料整理仅限学习使用N 21.56310 90.551092.847）由参考文献2图 10-19查得接触疲劳寿命系K HN10.95， K HN 20.97 ；取 mn 1.5mm8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献 2 式 10-12）得K HN1lim 1H 1SKHN2lim 2H 2S0. 95 600MPa 570MPa0.97 550MPa 533.5MPa计算齿宽 bbd d 1t163.50763.507mm4计算齿宽与齿高之比 bd1th模数mt63.507Z 320mm 3.175mm齿高h2

18、.25mt2.253.175mm7.14mmb63.5078.89h7.145计算载荷系数 K已知载荷平稳，由参考文献2 表10-2 选取使用系数取K A1；根据 v1.202 m s ，7 级精度，由参考文献2 图 10-8查得动载系数 K v 1.03；直齿轮， K HK F1 ；由参考文献 2 图 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， K H1.423；由 b8.89 ， KH1.423查参考文献2图 10-13得hK F1.37 ，故载荷系数14350d140.2mmd2159.28mmB240mmB145mm9/34个人资料整理仅限学习使用KK A K v

19、 K H K H1 1.03 1 1.4231.4666）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式10-10a）得d1d1t 3K63.507 3 1.466mm 66.103mmKt1.37）计算模数md166.103 mm3.31mmZ3203.按齿根弯曲强度设计由参考文献 2 式10-5）2KT1YFa YSam 32 F d Z11）计算公式内的各计算数值1）由参考文献 2 中图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa ， 大 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 极 限FE 2380MPa ；2）由参考文献2图 10-18，查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1

20、0.85， K FN 2 0.86；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献 2 式 设计计算10/34个人资料整理仅限学习使用m321.4119.2210412020.01690mm 2.22mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳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 2.22 并就近圆整为标准值 m 2.5mm ，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径 d1 =66.10mm，算出小齿轮齿数Z3d166.

21、1026.44m2.5取 Z3 =26，则 Z4i 2Z32.84 2673.84 ，取 Z 4 =74。4几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径d3Z3 m262.565mmd4Z 4 m742.5185mm2）计算中心距aZ3Z 465185125mm22mm3）计算齿轮宽度bd d31 65 65 mm则取 B265mm ； B170mm。小结：表 3工程d/mmzmnB材料旋/mm/mm向高齿轮40.20261.55040Gr左速114350旋级齿轮159.281034545 钢右2旋低齿轮65262.57040Gr速31857465级齿轮45 钢4六轴的设计齿轮机构的参数列于下表

22、：表 4级别高速级低速级Z126103Z22674mn / mm1.51.5464mt /mm2.52.511/34个人资料整理仅限学习使用143500n20*1ha齿宽 /mmB1 45；B2 40B170；B265一）高速轴的设计。已知参数：P3.60kw ， n1440r min ， T2.39 10 4 N.mm1求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1 mtZ11.5464264021mm2T22.39104FtN 1189 Nd140.21而FrFttan n1189tan 20N446Ncoscos14 3 50FaFttan1189tan14 3 50 N298N

23、圆周 力Ft ，径向力Fr 及轴 向力 Fa 的方向如图3 所示。R1.6R1.6R1R1R17 6 H k5 5 25ABCD图 3高速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按参考文献 2 式 15-2 ）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据参考文献2 表 15-3，取 A0112，于是得d minA0P112 3 3.60 mm 15.2mm3n1440高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 图4）。为了使所选的轴 d与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。取 m 2.5mm联轴器的计算转距 TcaK AT，查参考文献 2表 14-1 ，考虑到转距变化很小，故取

24、K A1.3 ，则12/34个人资料整理仅限学习使用TcaK AT1.32.39104 N.mm 31070N.mm按照计算转距 Tca 应小于联轴器公称转距条件，查参考文献1 标准 GB/T5014-2003，选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其Z3=26； Z4 =74公称转距为250000N.mm。半联轴器的孔径 d 16mm，故取d16mm，半联轴器长度 L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L130mm 。d365mm3轴的结构设计d4185mm1）拟定轴上零件的装配方案，如图 4。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，- 轴段右端需制a1

25、25mm出一轴肩，故取B170mm- 段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端B265mmd 19mm直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L130mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取l28mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 19mm，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、标d准精度级的单列圆锥滚子轴承 30205，其尺寸为的d D T 25mm52 16.25mm, 故 d 25mm。3）由于齿根圆到键槽底部的距离 e 2mtmt 为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据d 25mm，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选 d 31mm 。同理右