二级展开式圆柱齿轮解读Word文档格式.docx

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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Pw

2）电动机的输出功率Fd

Pd=Pw/n

轴承宀齿轮宀联轴器=0.993X0.972X0.99X100%=90.38%由于，故：

Pd=2.97kW

3.电动机转速的选择：

根据几二i「2…Lnw,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i:

由于nw=v601000/（nD）=36.50r/min

故计算得到总传动比：

i=39.45

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，于是可按下式分配传动比：

i厂帀

因为i=39.45，取i=40,i1=7.2,i2=5.48

此时速度偏差为0.2%v5%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

转速（r/min）

1440

200

36.50

功率（kW

3.96

3.80

3.65

转矩（N-m）

26.5

26.3

181.5

955

传动比

7.2

5.48

效率

0.99

0.96

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7.2）：

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Zi=20,大齿轮齿数Z2=144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

4）确定公式内的各计算数值:

（1）

试选Kt=1.3;

（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：

•:

jd=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fim=i600Mpa;

大齿轮的接触疲劳强度极限

；

「Hlim^OMpa；

（6）由式10—13计算应力循环次数：

N仁60njLh=60*1440*1*（2*8*300*10）=4.2*109

N2=Ni/7.2=0.58*109

由图10—19查得接触疲劳寿命系数Khn/0.88；

Khn2=0・92;

（7）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

［匚h］1=0.88600=528MPa

［二h］2=0.92550=506MPa

［二h］二min^"

h］1，［二H］2」-506MPa

5）

计算过程：

齿宽b二？

d*dit=1*40.90=40.90mm

模数m=仏二=2.045乙20

齿高h=2.25m=2.25*2.045=4.60mm

齿宽与齿比为b/h=40.9/4.6=8.89

（4）计算载荷系数K:

已知载荷平稳，所以取Ka=1;

根据v=3.08m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.1；

对于直齿轮心十心十1；

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Khp=匸450

由b/h=8.42,查图10-13得Kf，1.48,故：

K二KaKv心：

Kh，11.111.481.628

（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式

（10—10a）得

4=d1tK/Kt=41.36、1.628/1.3=45.05mm

d厂d1t、.,k/kt=40.9031.628/1.3二

40.9

（6）计算模数m

m二虫=45.05/20=2.25mm

3.按齿根弯曲强度设计：

由式（10—17）

1）由图10-20C查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限r=500Mpa；

大齿轮的弯曲疲劳强度极限“2=380Mpa

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn/0.88Kfn2=0.93

3）计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数s=1.4，由式10-12得：

bF1=KFN1二FE1/S=303.57Mpa

I-F21=Kfn2匚fe2/S=252.43Mpa

4）查取齿型系数和应力校正系数

由表10—5查得YFa1=2.850；

YFa2=2.175

由表10—5查得Ysa1二1.540；

Ysa2二1.798

5）计算大、小齿轮的皆并加以比较

YFa1YSa1.

IfI'

285汉154

==0.01456

303.57

252.43

=0.01549

大齿轮的数值大。

6）计算载荷系数

K=KAKvKf.K<

=11.111.48=1.628

7）设计计算

0.01549=1.54

321.62826.3103

X1"

92汉1

最终结果：

m=1.54

4.标准模数选择：

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m=2mm，按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d^45.05mm

1）小齿轮齿数

乙二di/m二取Zi=20

2）大齿轮齿数

Z2=Zi*7.2=144取Z2=144

5.几何尺寸计算：

1）计算中心距：

a=（乙+z2m=184.5mm

2）计算大、小齿轮的分度圆直径：

d1=Z1*m=45mm，d2=Z2*m=324mm

计算齿轮宽度：

b=dd1

b=45mm

小齿轮齿宽相对大一点因此

B^i=50mm，B2=45mm

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

II---III轴低速传动啮合的两直齿轮（传动比5.48）：

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）试选小齿轮齿数乙=24，大齿轮齿数乙=132的；

行计算按式（10—9）试算，即

KtTu+1

0、

|札u

dt>

2.32

4）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt=1.3;

（2）由图10—30选取区域系数ZH=2.5;

（3）由表10—7选取尺宽系数叮==1;

（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-HMmf600Mpa;

大齿轮的接触疲劳强度极限

「Hiim2=550Mpa；

（6）由式10—13计算应力循环次数：

Nj=60mjLh=60256.712830010]=0.74109

N2二N『4.32=1.71108

由图10—19查得接触疲劳寿命系数Khn1=1.86；

Khn2=0.92;

s=1

取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10—⑵得:

［二Hh=0.86600=516MPa

［；

「H］2=0.92550=506MPa

「H］=min［二Hh,［二H］2丨-506MPa

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

（2）计算圆周速度

兀汉4t汉r）2兀汇73.54X256.7,

v0.99m/s

601000601000

（3）计算齿宽b及模数m

b=：

Jdd1t=173.54=73.54mm

m=A=73.54=3.06

z24

齿咼h=2.25m=2.253.06=6.89mm

齿宽与齿高比b/h=73.54/6.89=10.67

（4）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取Ka=1；

根据v=0.99m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数

Kv=1.06;

由于直齿轮Kh：

Kf"

；

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，1.463；

由b/h=8.44，查图10-13得Kf：

=1.461;

K=KaKvKh-Kh：

=11.0611.463=1.55

（4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式

d]hdtl.K/kJ=73.5411.55/13=77.98mm

（5）计算模数m

m=d1=7798=3.25mm

z124

按齿根弯曲强度设计：

—=Kfni；

「FEi/S=310.7Mpa

lcF2]=kfN2cFE2/S=247MPa

（4）查取齿型系数和应力校正系数

由表10—5查得YFa1=2.650;

YFa2=2.180

由表10—5查得YSa^1.580；

YSa2=1.790

（5）计算大、小齿轮的Y洱并加以比较

VfJ

YFa1Ysa1=

Vf1=

：

2.651.58=0.01348

310.7

YFa2YSa2-

Vf2

2.181.79

=0.01580

247

（6）计算载荷系数

K二KaK/KfKf，11.0611.461=1.55

2）设计计算

321.55141.4103”

20.01580=2.29V仆242"

m=2.29

4.标准模数的选择：

由齿面解除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2.29优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mgn按接触疲劳强度算的的分

度圆直径的di=77.98mm

小齿轮齿数

召=di/m=31.2，取召=31

大齿轮齿数

Z2=Zi4.32=134

1）计算中心距：

a=^^=206mm

d^Z|m=77.5mm

d2=Z2m=335mm

b二dd1

b=77.5mm

B1=82mm，B2=78mm

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

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

六、轴的结构设计和强度校核：

第一部分结构设计

1.初选轴的最小直径:

选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。

取ao=112,[t]=30~40MPa

1轴错误！

未找到引用源。

15.69mm考虑到联轴器、键槽的影响，

取di=18mm

2轴错误！

27.50mm取d^30mm

3轴错误！

44.20mm取d^45mm

2.初选轴承：

1轴高速轴选轴承为7206C

2轴中间轴选轴承为7208C

3轴低速轴选轴承为7211C

各轴承参数见下表:

轴承代号

基本尺寸/mm

安装尺寸/mm

基本额定/kN

动载荷Cr

静载何Cor

7206C

7208C

36.8

25.8

7211C

100

52.8

40.5

3.确定轴上零件的位置和定位方式:

1轴：

由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。

2轴：

低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角接触球轴承承载。

3轴：

采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位,

为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单

排滚子链。

（一）高速轴的结构设计：

（一）中间轴的结构设计:

I高速轴：

对于角接触球轴承7206C从手册中可以查得a=14.2mm

校核该轴和轴承：

L=82.8mmL2=120.0mmL3=30.8mm轴的最小直径：

dl=18mm，

轴的抗弯截面系数：

Wl]0.1d1=583-2mm

作用在齿轮上的力：

Fn二Ft1tan：

=2922tan20=1064N

按弯扭合成应力校核轴的强度：

FV2

FH1=

30.8Ft1-557N

161.6

FH2=

Ft1_Fh1=

2365N

Mh-

120.8Fh1二

67Nm

30.8厂

FV1=

卜r1

二203N

FV2二

J-FV1

二861N

Mv二

120.8FV1-

24.5Nm

总弯矩:

Mm=JMH

+MV=71.3Nm

扭矩：

E=26.3Nm

FH2

45钢的强度极限为^p^275MPa，又由于轴受的为脉动循环载

荷，所以〉二0.6

所以该轴是安全的，满足使用要求。

II中间轴：

对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm

L=53mmL2=70mmL3=35mm轴的最小直径d2=30mm，

W0.他二2700mm

作用在2、3齿轮上的圆周力:

Ft2

2T22141.4103

d2-258

-1096N

77.5

径向力:

Fr2二Ft2tg=1096tg20二399N

Fr厂Ft1tg：

—3649tg20=1328N

求垂直面的支反力：

「_-F』3已叩2I）1328（3570）-39935阳馭

17l1l2l3537035

^-^<

^-Fr2-132879439913N

计算垂直弯矩：

M曲FJ厂79453103=42N.m

MaVn二FXhl2）—Fr1l厂〔794（5370）1328701^-4./N.m

求水平面的支承力：

厂Fzb斤电丄）1096353649105c

Fh===266N

l1l2l3537035

Eh=F2+F3一Fh=109636492668207N

计算、绘制水平面弯矩图：

MaHm二F1Hh二266812310二33CN.m

■3

MaH^-^H（l1l2）F」厂'

-2668（5370）36497010二73Nm

求合成弯矩图，按最不利情况考虑:

%「M爲"

Mh"

‘4君33社332.66m

ML「MVHMJ77^3=73Jm

求危险截面当量弯矩：

Fr2

Ft2Ft1

「1

（取折合系数

从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为:

二0.6）

Me二、M；

n（兀）2二.332.66（0.6141.4p343.3N.m

Me=■Ma~（-T2）2=73—（0.6141.4）=112N.m

计算危险截面处轴的直径：

m-m截面:

n-n截面:

III低速轴

对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm

L=49mm,L2=107mm

轴的最小直径：

d3=55mm，

W7.©

=91125mm

込=258680^.3503N

d3335

F3=F3tan=3503tan20=127N

FH1

二1100N

FH2二Ft3-Fh广240N

MH=107H广117.Nm

FV1Fr3=400.5N

156

F2二F3_&

1=874N

MV=107FV广42.9Nm

=41MPa［「］

Mm=jMH+mV=125.3m

T=586.8Jm

又由于轴受的为脉动循环载荷,

七、滚动轴承的选择及计算：

轴承7206C的校核，即轴承寿命校核：

106ftC名

Lh=（七）名

轴承寿命可由式60nP进行校核，轴承只承受径向载荷的

作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取

ft=1,fp=1.1,取；

基本额定动负荷为C=23103N

Fr1=•.F,2•F,:

二.20325572=592.8N

Fr2=•.F2：

•F2；

=861223652=2516.8N

663

-=10（Cft）；

h=10（12310）^3.0105

则60n2Pfp6014401.12516.8,该轴承的寿命满

足使用10年要求。

轴承7208C的校核，即轴承寿命校核：

106ftC.

Lh=——（一M*

轴承寿命可由式60nP进行校核，轴承只承受径向载荷

的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取ft=1,fp=1.1,取；

基本额定动负荷为C=36.810N

Fr1二F；

F篇二794226882二2803N

Fr2=•F22「=白35220772=2081N

106Cft芋106仆36.8疋10335

Lh（_）h（）=1.110

则60n2PfP60256.71.12803，该轴承的寿命满

III低速轴：

轴承72011C的校核，即轴承寿命校核：

L/叫空严一

的作用，由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取

基本额定动负荷为C=42.8103N

Fr1=F；

•F話二.400.5211002=1170.6N

Fr2-F2VF：

二874.52403二2557N

八、箱体内键联接的选择及校核计算：

1.传递转矩已知；

2.键的工作长度匸L-bb为键的宽度；

3.键的工作高度k=0.5hh为键的高度;

2Tx10

二p

4.普通平键的强度条件为pkld

代号

直径

（mrh

工作长度

（mr）i

工作咼度

转矩

（n-m

极限应力

（MPa

高速

轴

无键安装

中间轴

14X9X36（圆

头）

4.5

141.4

14X9X70（圆头）

24.4

低速轴

18X11X70（圆

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