機械設計課程設計 山東大學 雙級斜齒輪減速器

1、機械設計課程設計產品說明書設計題目 雙級斜齒輪減速器學院機械工程學院班級09 機械卓越班學號200900840164設計人指導老師完成日期 2012 年 1 月 12 日目錄1 設計任務書 22 傳動總體方案設計23 V 帶傳動設計計算84 齒輪傳動設計104.1 對高速齒輪設計:i=3.536104.2 對低速速齒輪設計:i=2.828175 軸的設計226 軸承的選擇設計327 鍵聯(lián)接的設計378 聯(lián)軸器的計算與設計379 減速器潤滑方式，潤滑油牌號及密封方式的選擇3810.裝配圖設計4011.零件圖設計4112.課程體會與小結4213.參考文獻43- 2 -1 設計任務書1.1 設計任務

2、鑄工車間一造型用砂型運輸帶，系由電動機驅動傳動裝置帶動，該減速器傳動裝置由一個雙級齒輪減速器和其他傳動件組成，運輸帶每日兩班制工作，工作 7 年。設計此傳動裝置。1.2 原始數(shù)據(jù)表 1.2 原始數(shù)據(jù)運輸帶主動鼓輪軸輸入端轉Tw650N/m矩主動鼓輪直徑D 500mm運輸帶速度vw 1.13m/s減速器設計壽命7 年1.3 設計工作條件兩班制工作,空載啟動，輕微載荷，常溫下連續(xù)(單向)運轉，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為 380/220V2 傳動總體方案設計2.1 平面布置簡圖圖 2.1 平面布置簡圖- 3 -此傳動系統(tǒng)由電動機驅動。電動機先通過聯(lián)軸器將動力傳入帶輪，再由帶輪傳到兩級圓柱減速

3、器，然后通過聯(lián)軸器及開式鏈傳動將動力傳至砂型運輸帶。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但是齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級及低速級均為斜齒圓柱齒輪傳動。電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。2.2 工作機輸入功率nw =1000 60vw=1000 60 0.66= 36.014 r/minp Dp 350Pw=Tnw750 36.014= 2.828 kww=955095502.3 電動機輸出功率表 2.4 傳動效率傳動裝置選用裝置效率帶傳動V 帶h帶 =0.95一對滾動軸承球軸承h軸承 =0.99圓柱齒輪傳動八級精度(稀

4、油潤滑)h齒輪 =0.97聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器h聯(lián)軸器 =0.993鏈傳動滾子鏈（閉式）h鏈 =0.92總效率h = h帶 h齒2輪 h軸5承 h聯(lián)2 h鏈= 0.95 0.972 0.995 0.9932 0.92= 0.771電動機所需輸出功率P0 = Phw = 2.8280.771 = 3.667KW- 4 -2.4 確定電動機型號根據(jù)動力源和工作條件，選用 Y 系列三相異步電動機。根據(jù) Pm 需大于等于 Po，由表 23 取電動機的額定功率為 4KW.電機型號額定功率 PM滿載轉速 nm同步轉速 n s額定轉矩Y112M-44KW1440r/min1500r/min2.2Nm由表 2-4

5、 查得：電機中心高 H=112mm軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器段直徑和長度分別為：D=28mm，E=60mm電機長度 L=400mm2.5 各級傳動比分配2.5.1 傳動系統(tǒng)總傳動比i 總= nm = 1440 = 39.954 nw 36.0412.5.2 減速箱傳動比i 減=i 高 i 低取 i 減=10為使兩大齒輪直徑相近，便于潤滑，兩級均為斜齒輪，取 i 高=1.25 i 低得 i 低=2.828 i 高=3.536 i 減=10.0002.5.3 鏈傳動比i 鏈=2.2002.5.4 帶傳動比i 帶=i總=39.954= 1.816i帶i高i低2.2 3.536 2.8282.5.5 各傳

6、動比分別為i 帶=1.816；i 高=3.536；i 低=2.828； i 鏈=2.2002.6 傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算2.6.1 各軸的輸入功率- 5 -軸P = P0 = 3 .667KW軸P= P h= 3 .667 0 .95 = 3 .484KW帶軸 P = P h齒輪 h軸承 = 3.484 0.97 0.99 = 3.346 KW 軸 P = P h 齒輪 h 軸承 = 3.346 0.97 0.99 = 3.213 KW 軸 V： PV = PIV h聯(lián) h軸承 = 3.213 0.993 0.99 = 3.159Kw 軸 VI： PVI = PV h鏈 h軸承 =

7、3.159 0.92 0.99 = 2.877Kw2.6.2 各軸轉速軸 I：n I=n m= 1440r / min軸 II：nII=nm=1440= 792 .952 r / min1.816i帶軸 III：n III=n II=792.952= 224.251 r / mini高3.536軸 IV、V： n IV=n III=222 . 222= 79 . 297r / mini低2.828軸 VI：n=nV=79.297= 36.044r / minVIi鏈2.2002.6.3 輸出轉矩軸 I：T= 9550PI= 95503.667= 24319N mmInI1440軸 II：T=

8、9550PII= 95503.484= 41959N mmIInII792.952軸 III：T= 9550PIII= 95503.346= 142493N mmIIInIII224.251軸 IV：T= 9550PIV= 95503.213= 386952N mmIVnIV79.297軸 V：T= 9550 PV= 9550 3.159= 380449N mmVnV79.297軸 VI：T= 9550 PVI= 9550 2.877= 762273N mmVInVI36.044- 6 -表 2.7 傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)軸號IIIIIIIVVVI參數(shù)輸入功率3.4843.3463.213

9、3.6673.1592.877P(Kw)轉速792.952224.25179.297144079.29736.044n(r/min)輸入轉矩4195914249338695224319380449762273T(Nmm)- 7 -3. V 帶傳動設計計算計算項目計算內容計算結果工作情況系數(shù)由表 11.5（工作機載荷變動小，動力機一天工作 16 小時）KA=1.2計算功率Pc=KAP0=1.2x 3.667 kwPc=4.400kw選帶型由圖 11.15A 型小帶輪直徑由表 11.6D1=95mm取滑動率e = 1%大帶輪直徑D 2=（1- e ） D 1 n 1=0 .9 995 1440D2

10、=170mmn 2792 . 952大帶輪轉速n 2=(1 - e ) D 1 n1= 0 .99 95 1440170D 2n2=796.7r/min計算帶長求 DmD m=D 2+ D 1=170 + 95= 132 .5 mm22求D =D 2 -D 1=170 - 95= 37 .5 mm22初取中心距0.7(D1+D2)a2(D1+D2)即 185.5a120590.7求帶根數(shù)v=7.2m/sv =p D 1 n 1p 95 1440帶速=60 10060 1000傳動比i =n11440n 2 = 796.7= 1 .807i=1.807- 8 -帶根數(shù)求軸上載荷張緊力軸上載荷V

11、帶尺寸頂寬 b節(jié)寬 bp高度 h帶質量 q輪轂尺寸參數(shù)帶寬 B由表 11.8Po=1.183由表 11.7K a =0.9848由表 11.12KL = 0.99由表 11.10Po=0.148Z =Pc( P0+ D Po ) KaKL=4 .4= 3 .39(1.183+ 0 .148 ) 0 .9848 0 .992F0 = 500Pc 2.5 - Ka + qvKavZ 4.4 2.5 - 0.9848 2= 500 + 0.1 7.27.2 40.9848由表 11.4q=0.10kg/mFQ = 2ZF0 sin a21= 2 4 122.7 sin 172.42表 11.4B =

12、 (Z -1) e + 2f = (4 -1) 15 + 20取 Z=4Fo=122.7NFQ=979.4Nb=13mmbp=11mmh=8mmq=0.1kg/mB=65mm- 9 -4 齒輪傳動設計4.1 對高速齒輪設計:i=3.536計算項目計算內容計算結果選材大齒輪45 鋼調質 硬度 240HBS小齒輪40Cr調質 硬度 240+20=260HBS齒面接觸疲勞強度計算齒面轉矩 TT 1 = 9 .55 10 6P2= 9 .55 10 6 3 .484T1= 41960 N mmn 2792 .952y d = 0.680齒寬系數(shù)i + 13.536+ 1接觸疲勞極限y d =2y a

13、=2 0.3s H lim 1= 710MPa由圖 12.17C，小齒輪為合金鋼，大齒輪為碳鋼，ME 等級s H lims H lim 2= 580MPa初步計算許用接s H 1 = 0.9s H lim 1 = 0.9 710s H1 = 576MPa觸應力s= 0.9s= 0.9 580s = 522MPas H H 2 H lim 2H 2Ad 值由表 12.16 估計 b = 130取 Ad = 90Ad= 90初步計算小輪直d A3T 1u +1jd sH 21du徑取 d1 = 62mm419603.536 +1= 90 3= 59.6mm0.680 522 23.536初步計算齒

14、寬 bb = jd d1 = 0.680 62b=43mm校核計算v =pd1 n2=p 62 792 .952v = 2.57m / s圓周速度 v60 100060 1000Z1=24齒數(shù) Z取 Z1=24，Z2=iZ1=85Z2=85mt =d 1 / Z 1 = 62 / 24mt=2.583模數(shù) m由表 12.3mn=2.5mn =2.5- 10 -螺旋角 b使用系數(shù) KA 動載系數(shù) KV齒間載荷分系數(shù)K Ha齒向載荷分布系數(shù) K Hb載荷系數(shù)b = arccosm n= arccos2.5mt2.583由表 12.9由圖 12.9由表 12.10 先求F=2T1=2 41960=

15、1354 Ntd162K A Ft=1.25 1354= 39.36 N / mm 1取 e b = 1故Ze =4 - ea(1 - e b )+e b= 1/ ea = 1/1.6543eaZ b =cos b = cos14o3351由表 12.14，一般可靠度，取 SH lim = 1.05假定工作時間七年 ,每年工作 300 天，雙班制,則有th = 7 300 8 2N L1 = 60rntn = 60 1 792.952 33600N L 2 = N L1/ u=1.60 10985 / 24由圖 12.18s H 1 =s H lim1Zn1=710 0.97SH lim1.0

16、5s H 2 =s H lim 2 Z n 2=580 1.10SH lim1.05sH= ZEZHZeZb2KT1u +1bd12u= 189.8 2.43 0.78 0.984 2 3.02 41960 85 / 24 +1 43 62 85 / 24計算表明,實際接觸應力小于許用接觸應力過多，齒輪尺寸過大，應適當減小尺寸。由表 12.16 估計 b = 110 取 Ad= 85Z E= 189.8 MPaZ H= 2.43Ze = 0.78Z b = 0.984SH lim = 1.05th = 33600hN L1 = 1.60 109 N L 2 = 4.52 108Z n1 = 0

17、.97 Zn2 = 1.10s H1 = 656MPa s H 2 = 608MPas H = 496.37MPa s H 2 Ad= 85- 12 -徑初步計算齒寬 b校核計算圓周速度 v 齒數(shù) Z 模數(shù) m螺旋角 b使用系數(shù) KA 動載系數(shù) KV齒間載荷分系數(shù)K HadA3T 1u + 11jd sH 2du= 85 3431603.536 + 1= 56.29mm0.680 522 23.536b = yd d1 = 0.68 56 = 38.08v =pd1n1=p 56 792 .95260 100060 1000取 Z1=22，Z2=iZ1=78mt = d 1 / Z 1 = 5

18、6 / 22由表 12.3mn=2.5b = arccosm n= arccos2.5mt2.545由表 12.9由圖 12.9由表 12.10 先求F=2T1=2 41960= 1499Ntd156K A Ft=1.251499= 46.84N / mm 100N / mm40b11 e a= 1.88 - 3.2+ cos bZ1Z 2 110=1.88 - 3.2+ cos1047262278e b=b sin b=jdZ 1tan bpmnp= 0.68 22 tan 10 o 47 26 pe r = e a + e b = 1.664 + 0.908a t = arctantan

19、ancos btan 20oo = arctan= 20 19 51cos10o5038取d 1 = 56mmb=40mmv = 2.33m / sZ1=22Z2=78mt=2.545mn =2.5b = 10o 47 26KA=1.25KV=1.14e a = 1.664e b = 0.908e r = 2 . 57- 13 -齒向載荷分布系數(shù)K Hb載荷系數(shù)彈性系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)重合度系數(shù)螺旋角系數(shù)接觸最小安全系數(shù)工作時間th應力循環(huán)次數(shù)N L接觸壽命系數(shù)Z n許用接觸應力s H cos b b = cos b cos a n / cos a t= cos 10 o 47 26 cos 20

20、 / cos 20 o19 51 = 0 .984由此得K Ha = K Fa = ea / cos2 bb = 1.664 / 0.9842由表 12.11非對稱分布K = A + B 1+ 0.6 b 2 ( b )2 + C 10-3 bHb d d 1 1= 1.09 + 0.16 (1+ 0.6 0.682 ) 0.68 + 0.3110-3 40K = K A KV KHa KHb = 1.251.141.721.197由表 12.12由圖 12.16由式 12.31Ze =4 - ea(1 + e b )+e b3ea= 4 -1.663 (1- 0.935) + 0.935 3 1.664Z b =cos b = cos10o 47 26由表 12.14，一般可靠度，取 SH lim = 1.05假定工作時間七年 ,每年工作 300 天，雙班制,則有th = 7 300 8 2N L1 = 60rntn = 60 1 792.952 33600N L 2= N L