展開式二級圓柱齒輪減速器設(shè)計計算過程案例分析1課題來源任務(wù)書2計算過程2.1傳動方案擬定以及說明展開式二級減速器，每天單獨一人班次16小時共制作時間，普通的機械公司制造，小批量制造生產(chǎn)，疲勞壽命為10年（300天為1年），輸送帶允許的速度誤差，帶輪的直徑，速度，軸的轉(zhuǎn)矩所以可以根據(jù)目前已知的數(shù)據(jù)和條件計算輸送帶帶輪轉(zhuǎn)速nW，既： （2-1）所以傳動方案可以選擇如下：圖2.1傳動形式2.2電動機選擇選擇三相鼠籠式異步電動機，并有一種傳動方案來選擇圓柱齒輪。由于沒有特殊要求，因此采用Y系列電動機。為了防止雜質(zhì)侵入電機，可以關(guān)閉電機。已知工作轉(zhuǎn)速可得 （2-2） （2-3）滾筒的效率為，取皮帶的傳動功率，齒輪的傳動效率，滾子軸承的傳動效率，聯(lián)軸器的傳動效率.Ⅰ軸與Ⅱ軸之間的傳動效率Ⅱ軸與Ⅲ軸之間的傳動效率Ⅲ軸與滾筒傳動效率從電機到滾筒效率所需電機功率： （2-4）確定電機轉(zhuǎn)速 （2-5）傳動系統(tǒng)傳動比展開式減速器傳動比的值可以，所以電動機的可選值為可以得出以下計劃表：表2.1編號電動機型號額定功率（Kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比1Y100L-23288028.272Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42由表上計劃的對照不難分析：編號1選用電動機是轉(zhuǎn)速最快的，塊頭小而且相對便宜，傳動比是。編號中所用電機速度適中，重量輕，價格低，并且總傳動比為，且尺寸合適。編號中使用的電機有最低轉(zhuǎn)速，質(zhì)量價格也是比較高，總傳動比為。對于可擴展的減速機，選擇第二個最好。2.3傳動裝置總傳動比的計算與傳動比的分配已知帶式輸送機驅(qū)動系統(tǒng)的總傳動比???傳動比多級傳動總傳動比為齒寬因子相等，面硬度小于350，選擇高速傳輸速率為考慮齒面接觸強度大致相等低功率傳動比傳動系統(tǒng)的傳動比為、、、但實質(zhì)傳動存在偏差，一般許可相對差錯為。當設(shè)計和計算傳輸部件時，應(yīng)使用每個軸的速度，扭矩或功率，因此應(yīng)計算每個軸的工作機械的速度，扭矩或功率。可以分為高速軸為Ⅰ軸、中速軸為Ⅱ軸、低速軸Ⅲ軸與滾筒軸。轉(zhuǎn)速：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸：滾筒軸：———分別表示各軸轉(zhuǎn)速r/min；，，———分別表示帶輪與Ⅰ軸；Ⅰ軸與Ⅱ軸；Ⅱ軸與Ⅲ軸間的傳動系數(shù)；各軸功率電機軸：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸：滾筒軸：，，，——各輸入效率；——表示各傳動機構(gòu)與摩擦副的功；各軸轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ軸：滾筒軸：，，，——1，2，3，滾筒軸輸入轉(zhuǎn)矩；Ⅰ軸（電動機軸）：Ⅱ軸（高速軸）：Ⅲ軸（中間軸）：Ⅳ軸（低速軸）：Ⅴ軸（滾筒軸）：對于每個軸的運動和功率參數(shù)的值，請參見表2-2，詳細列出每個軸的功率，速度和扭矩。表2-2各軸運動和動力參數(shù)表軸轉(zhuǎn)速n（rmin）功率P（Kw）轉(zhuǎn)矩（N.m）傳動比i傳動效率Ⅰ軸（電動機軸）14402.488416.5010.99Ⅱ軸（高速軸）14402.463516.344.260.972Ⅲ軸（中間軸）3362.390167.953.2970.9702Ⅳ軸（低速軸）1022.3189217.3610.9801Ⅴ軸（滾筒軸）1022.2728213.032.4傳動裝置與其參數(shù)值1.確定計算功率由《機械設(shè)計》[1]表8-6查得工作情況系數(shù)，故 （2-6）2.選取V帶根據(jù)確定選用v帶，A型3.選小帶輪的直徑。要驗算帶速v1）取直徑，取計算帶速 帶速合適3）大帶輪的基準直徑 （2-7）4.確定帶的長度與中心距離1）根據(jù)，初步確定中心距2）計算帶需要基準長度 （2-8）由查書得3）中心距5.主動輪包角主動輪上包角可行。6.求出根數(shù)z計算v帶根數(shù) （2-9）取4根7.計算單根v帶初拉力最小值查書可知A型帶的長度質(zhì)量q=0.1kg/m 得=232.74N應(yīng)該使帶實際的拉力8.計算作用在軸的壓軸力 （2-10）9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小滑輪采用堅固的類型，大型滑輪采用纖維網(wǎng)10.調(diào)試高速軸的轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩2.5傳動齒輪的設(shè)計2.5.1高速級齒輪傳動設(shè)計1、初選精度等級、材料及齒數(shù)(1)熱處理：小齒輪：（調(diào)質(zhì)），硬度，大齒輪：鋼（調(diào)質(zhì)），齒面的硬度。(2) 精度：7級(3) 小輪z1=24,大輪z2=103(4) 預(yù)選螺旋角β=14°(5) 受壓角α=20°2、根據(jù)齒面強度設(shè)計(1).由《機械設(shè)計.(高等教育出版社第九版)》[2]可求出小輪直徑，即 （2-11）選定合適的結(jié)果代入公式參數(shù)。試選為載荷系數(shù)。查書選定螺旋角系數(shù)。計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：區(qū)域的系數(shù)。齒寬系數(shù)。材料的彈性影響的系數(shù)。計算用于接觸疲勞強度和配合程度的系數(shù) （2-12） （2-13） （2-14） （2-15） （2-16） （2-17） 接觸疲勞許用應(yīng)力疲勞極限小輪和大輪和應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)：疲勞壽命系數(shù)。取失的效概率1%、安全系數(shù)S=1 （2-18） 取和中的較小者，即齒輪副接觸疲勞的許用應(yīng)力為小齒輪的分度圓直徑QUOTEd1t≥ （2）小齒輪直徑計算1）實際負載因子速度v齒寬b2）實際載荷系數(shù)KH。系數(shù)。根據(jù)QUOTEms、精度級，載荷系數(shù)。圓周力3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）齒輪模數(shù) （2-19）1）確定公式中的各參數(shù)值載荷系數(shù)重合度系數(shù) （2-20） （2-21） （2-22）螺旋角系數(shù) 計算根據(jù)齒數(shù)查得齒形系數(shù)、。查得應(yīng)力修正系數(shù)。查得為小輪彎曲的疲勞強度極限；為大齒輪彎曲的強度極限。查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取系數(shù) （2-23） （2-24） （2-25） 大齒輪要大于小齒輪，所以取 2）試算模數(shù) (2)效驗齒輪模數(shù)1）實際載荷系數(shù)①速度v②寬高比。 （2-26）③齒寬b （2-27）2）計算實際載荷系數(shù)①根據(jù)，7級精度，動載系數(shù)。②由 （2-28） （2-29）得齒間載荷分配系數(shù)。③查書后可用代入法得,查書可得。則載荷系數(shù)3）按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) （2-30）根據(jù)彎曲疲勞強度算出的模數(shù)就近??；取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。4.幾何尺寸(1)中心距 （2-31）模數(shù)從1.037毫米四舍五入到2毫米，因此中心距離四舍五入到90。(2)中心距修正螺旋角按圓整后的值 （2-32）(3)分度圓直徑的計算 (4)齒輪寬度的計算 取 、。5.中心距的強度校核因為中心距變化，所以需要再一次檢查齒輪強度。接觸疲勞強度齒面校核 （2-33）齒面接觸疲勞的強度滿足條件彎曲疲勞強度齒根的校核6.設(shè)計的主要結(jié)論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬。齒輪精度是級。大齒輪的齒頂圓直徑，可以把它做成實心式。2.5.2低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算初選精度、材料以及齒數(shù)小齒輪大齒輪熱處理分別為：調(diào)質(zhì)、鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度分別為、精度：7級預(yù)選小齒輪的z齒數(shù),大齒輪z齒數(shù)壓力角=20°1齒面強度設(shè)計(1).由《機械設(shè)計.高等教育出版社第九版》[1]式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即 （2-34）預(yù)選公式中參數(shù)。載荷系數(shù)。傳遞的轉(zhuǎn)矩：區(qū)域的系數(shù)=2.433。齒寬的系數(shù)彈性參數(shù)接觸參數(shù)。 ⑦接觸疲勞許用應(yīng)力的計算小齒輪大齒輪查書可以知道 QUOTE[σH]2小輪的分度圓的直徑。計算取圓周速度、2）的計算。①可以知道參數(shù)=1。=2\*GB3②運動的載荷=1.0。③圓周力的計算 查書得齒間載荷分配系數(shù)=1.2。=4\*GB3④如果小齒輪在支撐件沒有對稱的分布時候，可以得到。載荷系數(shù) QUOTE3）3）根據(jù)實際負載因子計算的索引圓的直徑 QUOTE及相應(yīng)的齒輪模數(shù)相應(yīng)的齒輪模數(shù) 3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試算齒輪模數(shù)，即彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)的計算QUOTEYε。 （2-35）計算齒形的系數(shù)應(yīng)力修正的系數(shù)設(shè)計小輪的強度；大輪設(shè)計的強度彎曲疲勞壽命系數(shù)、。彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.41）取公式中各參數(shù)的值。①取。=2\*GB3②得 取 2）模數(shù) (2)根據(jù)計算結(jié)果修改齒輪的模數(shù)1）按照之前的結(jié)果重新計算參數(shù)①圓周速Q(mào)UOTEv ②齒寬b ③寬高比 2）計算實際載荷系數(shù) 查書可以知道齒間載荷分配系數(shù)、、可得。所以可以求出載荷的系數(shù) 3）得齒輪模數(shù) 相由接觸疲勞強度得出分度圓直徑，可以得出小輪的齒數(shù)。因為和，可以求出而且z1和z2互相為質(zhì)數(shù)。（1）分度圓D （2）計算中心距 (3)齒輪寬度的計算 QUOTEb因為想到誤差的不能規(guī)避性，并且讓齒寬盡量節(jié)約材料，可以將小齒輪設(shè)得寬出，即 取,而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即4.檢查中心距的設(shè)計強度通常以傳動比的調(diào)整、齒數(shù)的變位和位置更改來四舍五入。將中心距調(diào)整為。變位系數(shù)和的計算算出系數(shù)，嚙合角、變位系數(shù)和、齒數(shù)的和、中心額距變動與齒頂高降低兩者的系數(shù)。 （2-36） （2-37） （2-38） （2-39） （2-40）計算后當前雖然齒輪的強度有所提高，但重合度降低了。2）分配變位系數(shù)查書得出，坐標點位于與之間。3）校核齒輪的齒面強度可以看出齒輪強度合適可以滿足條件。4）校核兩個齒輪齒根的強度小齒輪校核大齒輪校核可以看出計算結(jié)果滿足要求。6.得出設(shè)計的結(jié)果齒輪使用級精度，齒數(shù)，，壓力角，模數(shù)m=2mm，，變位系數(shù)，中心距，齒寬。小輪，大輪鋼。大齒輪齒頂圓直徑，做成實心式的齒輪。2.6軸的設(shè)計以及軸承的選擇2.6.1高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計一、輸入軸的功率、速度和扭矩轉(zhuǎn)速，功率，扭矩二、在高速斜齒輪軸上力的計算：計算圓周力： （2-41）計算徑向力： （2-42）計算軸向力： （2-43）三、初步估算軸的最小直徑：材料選用號鋼。硬度讀數(shù)A0=112 （2-44）計算軸的最小直徑并增加5%以考慮鍵槽的影響， （2-45）四、軸段設(shè)計：（1）軸的確定：軸上軸承可以在兩邊加載，如下圖所示，套筒定位。圖2.1高速軸查書可以知道聯(lián)軸器應(yīng)該選用彈性套筒柱銷式，型號，輸入軸和半聯(lián)軸器相連，因此。半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。（2）確定每個軸段的直徑和長度：:配合軸頸，取。取長為。：取。取。:取。去：過渡軸定1位套筒高度，取此段軸的長：這一段是齒輪軸段取長度。：過渡軸段，取段軸的長：軸承套筒軸，寬度，，取。軸上零件的軸向定位可以用平鍵連接半聯(lián)軸器與軸。按，取截面b×h=6mm×6mm用鍵槽銑刀加工鍵槽，取長度30mm。選擇相匹配。軸承和軸過盈配合，取軸的直徑公差。4）確定軸上的圓角和倒角尺寸取的軸端倒角，臺肩圓角R取五、求軸上載荷（1）畫軸的受力簡圖此時已經(jīng)可以確定的支點位置，且7205交流角接觸球軸承參數(shù)，。軸為支撐梁的軸承跨度:。如下所示為彎矩圖扭矩圖。圖2.2彎矩扭矩圖（1）支反力 （2-46） （2-47） （2-48） （2-49） （2-50）（2）彎矩M （2-51） （2-52） （2-53）（3）總彎矩 （2-54） （2-55）扭矩T 現(xiàn)將計算出的截面C處的、及的值列于下表。表2-3載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩六、軸的強度校核扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為脈動周期可變應(yīng)力，取，則軸的計算應(yīng)力如下: （2-56） （2-57）所選軸的材料為45鋼，調(diào)節(jié)過程由第八版“機構(gòu)設(shè)計”[1]中的表15-1控制。因此，可知安全。2.6.2中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸上的功率 轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 二、力的分析高速級斜齒輪上：圓周力： 徑向力： 軸向力： 低速級齒輪的力： （2-58）三、預(yù)選的直徑:硬度為的檢查表采用根據(jù) （2-59）考慮鍵槽的影響，加大3%的軸最小直徑 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸的結(jié)構(gòu)方案：如下圖圖2.3中間軸（2）確定各軸段的直徑和長度：:支撐軸，選軸承7205AC。取,內(nèi)圈直徑；全長取。：支撐軸頸，安裝齒輪。直徑取。且。:取，直徑取。：支撐臺銷。取直徑軸長應(yīng)小于轂長，取，：選7205AC角接觸球軸承。寬度取,直徑；取軸長。（3）軸上零件的軸向排列軸定位采用平鍵連接。按，b×h=8mm×7mm鍵槽用長度為的銑刀制作。軸采用平鍵連接。按，b×h=12mm×8mm，長為。齒輪輪轂和軸之間的配位被選擇為，以確保螺旋齒輪和軸之間對準的良好。這里選擇軸的直徑容差作為。（4）確定軸上圓角與倒角尺寸段的肩部圓角取半徑為，倒角為，其他軸段肩部圓角半徑為。2.6.3低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計一、低速軸功率、速度與扭矩功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩二、預(yù)選在齒輪受到的力： 三、軸最小直徑的初步估算：硬度，預(yù)選， 該直徑必須與配合的開口相符，所以要第一個選取配合。聯(lián)軸器扭矩，查書可以知道，選取，所以 選用彈性套銷聯(lián)軸器，型號為LT7。孔徑，半連接轂的全長（J型軸孔），與軸組合的輪轂孔長度為，A型鍵槽。因此選取軸段1的直徑為。四、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：（1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案：其結(jié)構(gòu)初始設(shè)定如下圖所示。圖2.4低速軸:直徑取?？傞L取。:連接軸體，取。取寬度40mm，取總長。與:支撐軸頸，安裝軸承。高度取h=4.5mm，直徑。選6011號軸承。寬度取，套筒。總長。：連結(jié)軸，確保高度,取：軸向固定，取直徑寬度。取。要求齒輪嚙合和定位要求，可參考中間軸長、：支撐軸頸。取。齒寬，使（3）零件的軸向定位軸用平鍵連接，因為截面取，鍵槽銑刀加工鍵槽，長。軸也用平鍵連接，因為，截面取，長度為43mm，鍵槽銑刀加工鍵槽。所以，讓聯(lián)軸器和軸的對準良好，選擇的聯(lián)接。確保齒輪和軸之間的對準良好，齒輪輪轂和軸被選為。通過過盈的配合確保圓周的定位。選擇的軸直徑容差。校核方法和前文所寫一樣。2.6.4軸承選擇和計算一、高速軸的軸承選擇與壽命校核已知：軸承預(yù)期計算壽命：，軸的轉(zhuǎn)速為進行受力分析 （2-60） （2-61） （2-62） （2-63） （2-64） （2-65）、、、為左右軸承的水平、鉛垂徑向的載荷；、為徑向載荷。(3)求兩軸承的計算軸向力和軸承的軸向產(chǎn)生的力，得，。則： （2-66） （2-67）按式13-11得 求當量載荷、 （2-68） （2-69）插入徑向、軸向載荷系數(shù)對軸承1 對軸承2 因為在軸承運行期間負載變化很小，故左右軸承當量動載荷為： （2-70） （2-71）得出，驗算受力大?。? （2-72）因此，軸承能夠滿足要求。二、確定中間軸的軸承。高速級從動斜齒輪上的力： 低速級主動直齒輪上的力： 三、低速軸的軸承選擇與壽命校核經(jīng)過前面的計算可以知道低速軸受到的兩個力，預(yù)期的軸承壽命：轉(zhuǎn)速?？梢圆槌鲚S承型號6011的這個軸承的基本額定動負荷取可以得出 查書得X=1Y=0根據(jù)工作狀況，選取 （2-73） （2-74）因此，選用的軸承型號6011是安全的，符合設(shè)計要求。2.7鍵選擇和計算2.7.1高速軸上鍵聯(lián)接的選擇之前選擇鍵截面，鍵槽的長取。鍵長，材質(zhì)都選擇為鋼，許用的擠壓派生力為，使用它的平均數(shù)。鍵的工作長度 高度 由計算公式可得： （2-75）可見鍵的按壓強度滿足要求。2.7.2中間軸上鍵聯(lián)接的選擇（1）從動斜齒輪的鍵聯(lián)接1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇精度等級7，扁平鍵連接。使用平頭平鍵(a型)，鍵部分，并且在上面確定了鍵槽長度28mm選取鍵長。2）鍵聯(lián)接強度的校核材料都是鋼，所以允許壓縮應(yīng)力，取平均數(shù)。鍵的工作長度 ,高度 。由計算公式可得： （2-76）可見連接的擠壓長度滿足要求。（2）小齒輪鍵聯(lián)接1）類型和尺寸選擇精度級別7，使用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，使用普通平鍵(a型)。鍵槽截面，鍵槽長度48mm。選取鍵長。2）強度的校核因為選用鋼作為材料，所以許用應(yīng)力，取其平均值?？梢匀℃I ,高度 。由計算公式可得： （2-77）可以早知道計算的結(jié)果滿足要求。2.7.3低速軸上鍵聯(lián)接的