二級圓柱齒輪減速器設(shè)計詳解

二級圓柱齒輪減速器設(shè)計詳解PAGE0-第一章任務(wù)書§1設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器的齒輪傳動。2、原始數(shù)據(jù)輸送帶的有效拉力F=3200N輸送帶的工作速度v=1.20輸送帶的滾桶直徑d=420mm3、工作條件有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載啟動、單班制工作，運輸帶允許速度誤差為5%，減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命五年。第二章傳動系統(tǒng)方案的總體設(shè)計一、帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示§1電動機的選擇1．電動機容量選擇根據(jù)已知條件由計算得知工作機所需有效功率設(shè)：——一對流滾動軸承效率。=0.99計算及說明——為齒式聯(lián)軸器的效率。=0.99——為8級齒輪傳動的效率。=0.97——輸送機滾筒效率。=0.96估算傳動系統(tǒng)的總效率：工作機所需的電動機攻率為：Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)中應(yīng)滿足：。,因此綜合應(yīng)選電動機額定功率2、電動機的轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速選擇電機型號為P196YZR160M1—6第六組參數(shù)：轉(zhuǎn)速n=937r/min功率P=4.8KW§2傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比：傳動系統(tǒng)各傳動比為：計算及說明結(jié)果§3傳動系統(tǒng)的運動和動力學(xué)參數(shù)設(shè)計傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩的計算如下：0軸——電動機軸1軸——減速器中間軸2軸——減速器中間軸3軸——減速器低速軸4軸——工作機計算及說明結(jié)果誤差：（676.922-3200×210/1000）/(3200×210/1000)×100%=0.7325%軸號電動機減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速937937198.34954.59654.596功率4.84.7524.5634.3824.338轉(zhuǎn)矩48.92244.009199.649693.653676.922聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比14.7243.6331傳動效率0.990.9

030.96030.9801(單位：；P——kW;T——Nm)第三章高速級齒輪設(shè)計一、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機，速度不高，故用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇。由文獻得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.724×17=79.75取Z2=80。5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140§1按齒面強度設(shè)計即：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt=1.6由文獻得ZH=2.433由文獻得：計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩×P1/n1=95.5×105×4.752/937=2.5×104Nm各參數(shù)如左圖所示T1=2.5×103Nm計算及說明結(jié)果(5)文獻得： (6)文獻得：材料彈性影響系數(shù)(7)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的疲勞強度極限。(8)設(shè)每年工作時間按300天計算(9)由文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)(10)疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。2)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t(2)計算圓周的速度：(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt計算及說明結(jié)果H=2.25mnt=2.045mmb/h=35.83/4.6=7.789(4)計算重合度(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=2.7m/s、7級精度，由文獻【一】圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的(7)計算模數(shù)Mn§2按齒根彎曲強度設(shè)計：1）確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得(3)計算當量齒數(shù)：(4)查取齒形系數(shù)，由表查得：(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表得：(6)小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa計算及說明結(jié)果大齒輪的彎曲疲勞強度極限(7)查得彎曲疲勞強壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大２)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取Mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=39.66mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取則４)幾何尺寸計算１)計算中心距將中心距圓整為113mm2)按圓整后中心距修正螺旋角mm計算及說明結(jié)果３)計算大、小齒輪的分度圓直徑４)計算齒輪寬度圓整后取5)結(jié)構(gòu)設(shè)計第四章低速級齒輪設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度高，故用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇。由文獻得可選小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，二者材料硬差為40HBS。4)選取小齒輪齒數(shù)Z1=17，大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.66×17=62取Z2=62。5)選取螺旋角。初螺旋角為β=140§1按齒面強度設(shè)計即：確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選Kt=1.6由文獻得ZH=2.433由文獻得：計算及說明結(jié)果(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm(5)文獻得： (6)文獻得：材料彈性影響系數(shù)(7)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。(8)設(shè)每年工作時間按300天計算(9)由文獻查得接觸疲勞壽命系數(shù)(10)疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1。2)計算(1)小齒輪分度圓直徑d1t(2)計算圓周的速度：(3)計算齒寬b及模數(shù)mnt計算及說明結(jié)果H=2.25mnt=2.045mmb/h=60.19/7.7=7.8(4)計算重合度(5)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=1m/s、7級精度，由文獻查得動載系數(shù)Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4(6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的(7)計算模數(shù)Mn§2按齒根彎曲強度設(shè)計：1）確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度1.35,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當量齒數(shù)：H=2.25mm計算及說明結(jié)果(4)查取齒形系數(shù)，查得：(5)查取應(yīng)力校正系數(shù)，得：(6)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限(7)查得彎曲疲勞強壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88(8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)Ｓ＝1.4(9)計算大、小齒輪下面的值，并加以比較。大齒輪的數(shù)值大２)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)Mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取Mn=3mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度極限算得分度圓直徑d1=86.26mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取則計算及說明結(jié)果４.幾何尺寸計算１)計算中心距將中心距圓整為139mm2)按圓整后中心距修正螺旋角３)計算大、小齒輪的分度圓直徑４)計算齒輪寬度圓整后?。骸?結(jié)構(gòu)設(shè)計1、參考文獻2、以大齒輪為例在3號圖紙上繪圖§4斜齒輪各參數(shù)的確定名稱符號高速1齒高速2齒低速1齒低速2齒螺旋角13.4013.4014.25014.250法面模數(shù)2.52.533端面模數(shù)2.572.573.093.09法面壓力角200200200200端面壓力角20.5020.5020.6020.60法面齒距7.857.859.429.42端面齒距8.708.709.729.72法面齒頂高系數(shù)1111法面頂隙系數(shù)0.250.250.250.25法面基圓齒距7.387.388.858.85齒頂高2.52.533齒根高3.1253.1253.753.75法面齒厚3.9253.9254.714.71齒頂圓直徑71.82308.2692.52308.82齒根圓直徑60.57297.0179.52295.82分度圓直徑66.82303.2686.52302.82基圓直徑62.59284.0680.99283.46計算及說明結(jié)果第五章各軸設(shè)計方案1．軸的設(shè)計軸的布置如下圖：計算及說明結(jié)果§1中間軸的設(shè)計及軸承的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝滾動軸承處的直徑，由文獻，根據(jù)軸最小直徑38.3mm，可選標準軸球軸承的安裝直徑為40mm，即軸的直徑為40mm，那么寬B=15mm.由文獻【得d2=49.75mm考慮相鄰齒輪軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸S=10mm；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸K=10mm；為保證黨總支軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，訂入尺寸C=5mm。2、受力分析（如下頁圖示）§2中間軸的受力和彎矩圖如下計算及說明結(jié)果3、求水平面內(nèi)的支承力，作水平面的彎矩圖由軸的水平面的受力圖可得：彎矩圖如上圖4、求垂直面內(nèi)的支承力，作垂直面的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如上圖所示。5、求支承反力、作軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖。計算及說明結(jié)果(軸向力Fa1、Fa2用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用丙端固定式組合方式，故軸向力作用在軸承A、B上)彎矩圖如上圖所示6、軸的初步計算經(jīng)查資料軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)處理此處開有一個鍵槽時，直徑增大4%，所以7、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑：由文獻，取減速器中間軸的危險面直徑d=65mm.軸的最小直徑取d2就不當了，應(yīng)定為：60mm(為軸承處直徑大小)8、鍵的選?。河晌墨IG可得：b×h=18×11,軸:-0.043～0轂：±0.0215;深度：軸：7（0～0.2）,轂：4.4(0～0.2);半徑：r=0.25～0.40RB=2829.57合彎矩大小左側(cè)所示D=65mm計算及說明結(jié)果§3高速軸的設(shè)計及聯(lián)軸器的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、初步選定聯(lián)軸器和計算轉(zhuǎn)矩：Tca=KAT1由文獻得KA=1.3;Tca=1.3×87330=113529Nmm查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為125000Nmm；半聯(lián)軸器的孔徑d1=25;半聯(lián)軸器長度L=62mm；轂孔長度L1=44mm。由文獻得：d1=25時，d2=d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm3、選角接觸球軸承由文獻可選7006C:d3=35mm,D=62mm,B=14mm4、d4=d2+3.1×1.6=39.96;取d4=40mm5、鍵的選取1）聯(lián)軸器處鍵的選取2)齒輪處鍵的選取6、軸的跨度跟據(jù)中間軸的尺寸來定。d1=25d2=30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mm計算及說明結(jié)果§4低速軸的設(shè)計及聯(lián)軸器的選取1、初選軸的最小直徑與計算各段軸長。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻取A0=112，于是得。輸出軸的最小直徑顯然是是安裝聯(lián)軸器處的直徑。2、聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：Tca=KAT3由文獻得KA=1.3;Tca=1.3×128900=1675700Nmm查標準Gb/T5014-1985或手冊，選用TL5型