齿轮的设计Word文件下载.docx

齿轮的设计Word文件下载.docx

《齿轮的设计Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《齿轮的设计Word文件下载.docx（39页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五． 

设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图若干张

3．设计说明书一份

六． 

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

3、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

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，两大吃论浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

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、转向不变。

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Pw

Pw＝4.5kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

由表1-7查出:

η1=0.99，为输入联轴器的效率，

η2=0.99，为第一对轴承的效率，

η3=0.99，为第二对轴承的效率，

η4=0.99，为第三对轴承的效率，

η5=0.99，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，稀油润滑），

η6=0.99，为输出联轴器的效率，

η7=0.96,为卷筒的效率，

η＝η1η2η3η4η5

η6η7＝0.99×

0.99×

0.99

×

0.96＝0.8947；

所以Pd＝5.027kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw

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12－1查出，电动机型号为Y132M-4的三相异步电动机,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。

基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

计算传动装置的总传动比及其分配

1.计算总传动比

卷筒转速nw=60×

1000×

V/（∏D）=191.08r/min由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw≈7.536

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是展开式布置：

i1×

i2=8。

展开式二级圆柱齿轮减速器：

i1≈（1.3～1.5）i2

所以,i1=3.5,i2=2.3

速度偏差为0.5%<

5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

1.各轴转速

nⅠ=nm/i0,i0=1440/1=1440r/min

nⅡ=nⅠ/i1=1440r/min/3.5=411r/min

nⅢ=411r/min/2.3=178r/min

2.各轴功率

P

＝P

η1＝5.027×

0.99＝4.97kW

η2×

η5＝4.97×

0.99＝4.87kW

η3×

η5＝4.87×

0.99＝4.77kW

3.各轴转矩

Ⅰ轴 

T

＝9550P

/n

=9550×

4.97/1440=113.1532.96N·

m

Ⅱ轴 

T

4.87/411=113.15N·

Ⅲ轴 

4.77/178=255.91N·

项目 

电动机轴 

高速轴I

中间轴II 

低速轴III 

转速（r/min）

1440

411

178

功率（kW）

5.5

4.97

4.87

4.77

转矩（N•m）

2.2

32.96

113.15

255.91

传动比

1

3.5

2.3

效率

0.98

传动件设计计算

一.高速级齿轮的计算

1．选精度等级、材料及齿数

1）材料及热处理；

由表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。

2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝3.5×

24=84，取z2=84；

2．按齿面接触强度设计

按式（10—9a）试算，即 

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

1）试选Kt＝1.3

2）T1=95.5×

103P/n1=2.9843×

104N.mm

3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

4）由表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σHlim1＝

600MPa；

大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

6）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×

1440×

1×

（2×

8×

300×

15）＝6.2205×

109

N2＝N1/5＝1.2441×

7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；

KHN2＝0.95

8）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（10－12）得

[σH]1＝＝0.90×

600MPa＝540MPa

[σH]2＝＝0.98×

550MPa＝522.5MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝531.25MPa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥

=43

2）计算圆周速度

v=3.24m/s

3）计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×

43mm=43mm

mt=1.7916

h=2.25mt=2.25×

1.7916mm=4.031mm

4）计算齿宽与齿高之比b/h

b/h=43/4.031=10.7

5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=3.24m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.18；

由表10—4查的KHβ，

故 

KHβ=1.423

由表10—13查得KFβ=1.30

由表10—3查得KHα=KFα=1。

故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×

1.18×

1.423=1.679

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1=46.82mm

（7）计算模数m

m=1.95

3．按齿根弯曲强度设计

由式（10—17）

m≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×

1.30=1.534

（2）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；

Yfa2=2.172

（3）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；

Ysa2=1.798

（4）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.85

KFN2=0.88

[σF1]=303.57Mpa

[σF2]=238.86MPa

（5）计算大、小齿轮的并加以比较

=0.01352

=0.01642

大齿轮的数值大。

2）设计计算

m≥

m=1.34

小齿轮Z1=d1/m=46.82/1.5=31.21小齿轮齿数取31

大齿轮Z2=3.5×

31.21=109.23大齿轮齿数取109

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.17，取z1=31

z2=109

a=105mm

2）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=z1×

m=31×

1.5=46.5mm

d2=z2×

109×

1.5=163.5mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=43mm

B1=40mm，B2=45mm

小齿轮:

齿顶高ha=m=1.5mmhf=1.875mm

H=ha+hf=3.375mmda=43+2×

1.5=46mm

Df=43-2×

1.875=39.25mmz=32

大齿轮:

d=163.5mmm=1.5mmda=166.5mmdf=159.75mm

a=161mmz=109

5）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。

二.低速级齿轮的计算

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝2.3×

20=46，取z2=46；

103P/n1=2.98×

105N.mm

=109.49

v=1.822m/s

73.851mm=109.49mm

mt=4.97682

4.97682mm=11.2mm

b/h=109.49/11.2=9.776

根据v=3.71m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.05；

1.05×

1.423=1.494

d1=114.684mm

m=

=5.213

m≥

1.04×

1.30=1.494

由表10－5查得YFa1=2.72；

Yfa2=2.335

由表10－5查得Ysa1=1.57；

Ysa2=1.69

=0.014067

=0.01652

m=3.56

Z1=d1/m=114.684/4=27.9,取z1=28

Z2=2.15×

28=61

z1=32.17，取z1=32

z2=97

a=234mm

d1=112mm

d2=244mm

b=112mm

B1=120mm，B2=112mm

齿顶高ha=m=4mmz=28

da=120mm

Df=102mm

z=61d=244mmda=252mm

Df=234mma=178mm

其他有关尺寸参看大齿轮零件图

三．校验传动比

实际传动比：

i实=97/32×

61/28=6.6

960/147.852=6.493

所以传动比误差：

（6.6-6.493）/6.493=1.65%

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

一、低速轴的设计计算：

1、列出轴上的功率、转速和转矩；

P3=p2×

ŋ23=13.572KW

n3=147.852r/min

T3=885.422N.m

2．求作用在齿轮上的受力

Ft=2T3/d3=7257.56N

Fr=2641.54N

Fn=7723.33N；

3．初步确定轴的最小直径

先按式（15－2）初步估算轴的最小直经。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3，取A0=112，于是得

d≥50.5mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2.为了使所选的轴直径d1-2于联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩Tca=KaT3=1.3×

885422=1151048.6N.mm

计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000N.mm。

半联轴器的孔径dI=55mm。

故取d1-2=55mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=84mm

4．轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

（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，1-2轴段右侧需制出一轴肩，故去2-

3段的直径D2-3=62mm；

左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm。

半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=84mm，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1-2段的长度应比L1段短一些，现取L1-2=82mm。

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D1-2=62mm，初步选取0基本游隙组，标准精度的单列圆锥滚子轴承30313，其基本尺寸为d×

D×

T=65mm×

140mm×

36mm，故D3-4=D7-8=65mm；

故L7-8=36mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm，取D6-7=77mm

3）D4-5=70mm；

已知齿轮轮毂的宽度为112mm，故取L4-5=110mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，故H=6mm则轴环处的直径D5-6=82mm，取L5-6=12mm。

4）轴承端盖的总宽度为20mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的间隙L=30mm，故取L2-3=50mm。

5）取齿轮距箱体内壁的距离A=16mm，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离S=8mm，已知滚动轴承宽度T=36mm，直齿轮轮毂长L=112mm，则L3-4=62mm，

L6-7=110mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接。

按D5-6由表6-1查得平键截面b×

h=20mm×

12mm,键长为63mm，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;

半联轴器和轴的连接，选用平键16mm×

10mm×

70mm,半联轴器和轴的配合H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为2×

45。

，各轴肩处的圆角半径为R2。

1.计算个支撑点间的距离

轴上力的作用点及支点跨距从草图确定，齿轮作用线的位置可取在轮缘宽度中部。

滚动轴承支反力作用点取轴承宽度的中部。

L1=（27+60）/2+15=58.5（mm）

L2=（27+60）/2+15=58.5（mm）

L3=（27+60）/2+30=66（mm）

2.绘制轴的计算简图

3.计算作用在轴上的力

齿轮所受扭距MT=227400N.mm；

大齿轮作用力：

圆周力：

Fe=2MT/d2=2×

227400/240=1895N

径向力：

Fra=Fta×

tana=690N

注：

齿轮作用力的方向如图

开式小齿轮作用力：

Fe=2MT/d1=2×

227400/102=4459N

tana=1623N

齿轮作用力的方向如上图

4.求轴承反力

水平面：

MF（X）=0

FtA-L1+RDX（L1+L2）-FtD（L1+L2+L3）=0

RBX=FtD（L1+L2+L3）-FtA×

Li/L1+L2=4459×

（58.5+58.5+66）-1895×

58.5/58.5+58.5=6026.9（N）

RFX=FtA+RBX-FtD=1895+6026.9-4459=3462.9（N）

垂直面：

MF（Z）=0；

RBZ=FRD（L1+L2+L3）-FRA×

Li/L2+L1=1623×

（58.5+58.5+66）-690×

58.5/58.5+58.5=2193.5（N）

RFZ=FRA-FRD+RBE=690-1623+2193.5=1260（N）

5.作弯踞图

水平弯踞图

截面A：

MAX=RFZ×

L1=3462.9×

58.5=202579.65（N.mm）

截面B：

MBX=FRD×

L3=1623×

66=107118（N.mm）

垂直弯踞图

MAZ=RFZ×

L1=1260×

58.5=73710（Nmm）

MBZ=FED×

L3=4456×

66=294294（Nmm）

合成弯踞图

MA=MAX2+MAZ2=（202579.65）2+（73710）2=215573N.mm

MB=MBX2+MBZ2=2942942+1071182=313182（N.mm）

6作扭距图MT：

MT=227400N.mm

7.作当量弯踞图。

轴的材料为45钢调质处理，HBS=220查表20-1得强度极限为650MPA，查表20-11用内插法求得[σ]b=102.5MPa。

[σ-1]b=60MPa,对于脉动循环扭距a=[σ-1]b/[σ]b=0.59

MdA=MA2+（aMT）2=2155732+（0.59×

227400）2=253913.8（N.mm）

MdB=MB2+（aMT）2=3131822+（0.59×

227400）2=340710（N.mm）

MdD=（aMT）2==134166（N.mm）

8.校核轴的强度

由当量弯距图可见，B点的当量弯距最大，该处的当量弯曲应力为：

σB=MdB/W=MdB/0.1dB3=340710/0.1×

503=27.26（Mpa）

σD<

[σ-1]b=60Mpa.所以:

合适！

D处的轴径最小，该处的当量弯曲应力为：

σD=MdD/W=MdD/0.1dD3=134166/0.1×

423=1811（Mpa）

二.中间轴的设计计算：

P2=13.92KW

n3=317.088r/min

T3=422.31N.m

Ft=2T2/d2=3594.13N

Fr=1308.156N

Fn=3824.79N；

d≥39.477mm

参照工作要求并根据D1-2=45mm，初步选取0基本游隙组，标准精度的单列圆锥滚子轴承30313，其基本尺寸为d×

T=45mm×

100mm×

27.25mm，故D1-2=D7-8=45mm；

故L1-2=L7-8=27.25mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm，取D6-7=48mm

3）D4-5=65mm；

已知齿轮轮毂的宽度为78mm，故取L4-5=110mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，故H=6mm则轴环处的直径D5-6=55mm，取L5-6=12mm。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端