二級直齒輪減速器設(shè)計書27頁

1、設(shè)計鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)傳動裝置題目：某鏈?zhǔn)竭\(yùn)輸機(jī)采用兩班制工作，連續(xù)工作不超過3小時，然后停歇1個小時，雙向傳動，工作中受中等振動，工作年限5年，試設(shè)計其傳動裝置，要求電動機(jī)軸線與驅(qū)動鏈輪軸線平行。工作示意圖如下：原始數(shù)據(jù)：其中工作機(jī)輸入功率P為4.2kW工作機(jī)軸輸入轉(zhuǎn)速n為160r/min設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果一、確定傳動方案 根據(jù)工作要求，可以擬定幾種傳動方案，如下圖所示。 (a) (b) (a)圖所示為第一級用帶傳動，后接兩級圓柱齒輪減速器。帶傳動能緩沖、吸振，過載時起安全保護(hù)作用，但結(jié)構(gòu)上寬度和長度尺寸較大，且?guī)鲃硬灰嗽趷毫迎h(huán)境下工作。 (b)圖所示為電機(jī)直接與兩級圓柱齒輪減速器連接，

2、圓柱齒輪易于加工，但減速器的傳動比和結(jié)構(gòu)尺寸較大。綜合考慮本題要求，工作環(huán)境一般，但工作中受到中等振動，所以選擇加一級帶傳動更好。選擇方案（a）設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果二、選擇電動機(jī) 傳動裝置總效率 其中，為帶傳動效率 為一對滾動軸承傳動效率為一級圓柱齒輪傳動效率 為剛性聯(lián)軸器效率電動機(jī)所需功率其中，為工作機(jī)輸入功率 確定電動機(jī)型號：Y132S1-2其有關(guān)參數(shù)如下： 額定功率5.5kW 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)數(shù)=2920r/min 電動機(jī)軸伸出直徑D=28mm 電動機(jī)軸伸出長度L=60mm三、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)計算 1.總傳動比及其分配 總傳動比2920/160=18.25 其中，,為帶傳動傳動比 ，為

3、減速器高速級傳動比 ，為減速器低速級傳動比 2.減速器各軸轉(zhuǎn)速計算（根據(jù)軸轉(zhuǎn)速的大小依次編號為、軸） n= 電動機(jī)Y132S1-2額定功率5.5kW滿載轉(zhuǎn)數(shù)2920r/min總傳動比i=18.25帶傳動高速級低速級設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 n=n/ n=n/ 3減速器各軸功率計算 P= P=P P=P 減速器各軸功率、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩列表如下：軸號功率P（kW）轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩T(Nm)4.65146030.424.4758473.104.29160256.06四、帶傳動設(shè)計 1.確定V帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù)KA：由表11-5確定 計算功率 （11-19） 選帶型號：由圖11.1

4、5 小帶輪直徑：由表11-6 大帶輪直徑： 設(shè) （11-15） 大帶輪轉(zhuǎn)速： 2計算帶長KA=1.2A型設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 求： 求： 初取中心距： 帶長： （11-2） 基準(zhǔn)長度：由圖11.4的=1600mm 3.求中心距和包角 中心距： （11-3） 小輪包角： （11-4） 4求帶根數(shù) 帶速： 傳動比： 帶根數(shù)：由表11-8，；由表11-7，；由表11-12，；由表11-10， (11-22) 5求軸上載荷=1600mm取z=4設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 張緊力： 由表11-4，q=0.10kg/m,則 (11-21) 軸上載荷： (11-23) 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：帶輪寬度B=(

5、z-1)e+2f=65mm(其余略)5、 圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算（一）高速級齒輪傳動 1.選擇齒輪材料 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) HB1=260 大齒輪 45 調(diào)質(zhì) HB2=240 2.初步計算 齒寬系數(shù) 由表12-13，取 接觸疲勞極限：由圖12-17（c） 初步計算的許用接觸應(yīng)力 （12-15） 值：由表12-16，取=82（估計）初步計算的小輪直徑： B=65mm設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 初步確定齒寬： 3.齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 圓周速度: 精度等級：由表12-6 齒輪齒數(shù)Z： 取 模數(shù)m： 初選螺旋角 由表12-3，取 螺旋角： （和估計值接近） 使用系數(shù):由表12.9 動載荷系數(shù)：

6、由圖12.9 齒間載荷分配系數(shù)： 由表12-10，先求 選9級精度設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 （表12-8） （表12-8） （表12-8） 由此得： 齒向載荷分布系數(shù)：由表12-11 載荷系數(shù)K： (12-5) 彈性系數(shù) 由表12-12 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由圖12.16 重合度系數(shù)：由式12-31，因， 故 螺旋角系數(shù) 接觸應(yīng)力最小安全系數(shù)：由表12-14 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： K=4.66 接觸壽命系數(shù): 由圖12.18 許用接觸應(yīng)力： 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度符合要求；否則，應(yīng)調(diào)整齒輪參數(shù)或改變齒輪材料，并再次進(jìn)行驗算。 4確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距 尺寬 5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗算

7、 齒形系數(shù) 由圖12.21得 符合要求設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 應(yīng)力修正系數(shù)由圖12.22 ， 重合度系數(shù)： （12-35） 螺旋角系數(shù) (12-36) (12-35) 齒間載荷分配系數(shù):前面已求的 齒向載荷分布系數(shù): 由圖12.14， 載荷系數(shù)K： 彎曲疲勞極限：由圖12.23(c)得 考慮本題齒輪為雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，可將其彎曲疲勞極限乘以系數(shù)0.85，結(jié)果變?yōu)椋?彎曲最小安全系數(shù)：由表12.14得 彎曲壽命系數(shù)：由圖12.24得 尺寸系數(shù)：由圖12.25得：許用彎曲應(yīng)力： (12-19) 驗算彎曲強(qiáng)度：(2) 低速級齒輪傳動 1.選擇齒輪材料 小齒輪 40MnB 調(diào)質(zhì) HB1=280 大齒輪

8、ZG35Si 調(diào)質(zhì) HB2=260 2.初步計算 齒寬系數(shù) 由表12-13，取 接觸疲勞極限：由圖12-17（c） 初步計算的許用接觸應(yīng)力 （12-15） 值：由表12-16，取=82（估計） 初步計算的小輪直徑: 初步確定齒寬： 3.齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 圓周速度: 精度等級：由表12-6 齒輪齒數(shù)Z： 取 模數(shù)m： 初選螺旋角 由表12-3，取 螺旋角： （和估計值接近） 使用系數(shù):由表12.9 動載荷系數(shù)：由圖12.9 齒間載荷分配系數(shù)： 由表12-10，先求 （表12-8） （表12-8） （表12-8） 由此得： 齒向載荷分布系數(shù)：由表12-11 載荷系數(shù)K： (12-5) 彈性系數(shù)

9、 由表12-12 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由圖12.16 重合度系數(shù)：由式12-31，因， 故 螺旋角系數(shù) 接觸應(yīng)力最小安全系數(shù)：由表12-14 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 接觸壽命系數(shù): 由圖12.18 許用接觸應(yīng)力： 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強(qiáng)度符合要求；否則，應(yīng)調(diào)整齒輪參數(shù)或改變齒輪材料，并再次進(jìn)行驗算。 4確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距 尺寬 5齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗算 齒形系數(shù) 由圖12.21得 應(yīng)力修正系數(shù)由圖12.22 ， 重合度系數(shù)： （12-35） 螺旋角系數(shù) (12-36) (12-35) 齒間載荷分配系數(shù):前面已求的 齒向載荷分布系數(shù): 由圖12.14， 載荷系數(shù)K： 彎曲疲勞極限：由圖1

10、2.23(c)得 考慮本題齒輪為雙向運(yùn)轉(zhuǎn)，可將其彎曲疲勞極限乘以系數(shù)0.85，結(jié)果變?yōu)椋?彎曲最小安全系數(shù)：由表12.14得 彎曲壽命系數(shù)：由圖12.24得 尺寸系數(shù)：由圖12.25得： 許用彎曲應(yīng)力： (12-19) 驗算彎曲強(qiáng)度： (12-33) 六、軸的初步設(shè)計選取軸的材料及熱處理：45鋼，調(diào)質(zhì)處理按許用應(yīng)力估算軸的最小直徑： （16-2）由表16-2，取C=112軸：d高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽,有一個鍵槽，加3%，得d軸: d 軸: d 有兩個鍵槽，加7%，得d符合要求=82選9級精度，符合要求5=1.25取dmin=20mm取dmin=30mm取

11、dmin=50mm設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果7、 初選聯(lián)軸器和軸承 1.聯(lián)軸器選擇 減速器輸出軸與工作機(jī)輸入軸采用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為： 主要參數(shù)尺寸如下: 公稱轉(zhuǎn)矩：400Nm 許用轉(zhuǎn)速：8000r/min 2.軸承選擇 軸選擇深溝球軸承6207 軸選擇深溝球軸承6208軸選擇深溝球軸承6210八、齒輪結(jié)構(gòu)尺寸小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪采用鍛造結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)尺寸如下：輪轂直徑 輪轂長度取L=b=61mm腹板厚度C=0.3b=0.361=18.3mm其余尺寸可參考有關(guān)資料。九、軸按許用彎曲應(yīng)力計算（以I軸為例）(a)(b)設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 (C) (d)(e)(f)設(shè) 計 過

12、程計 算 結(jié) 果(g)(h)(i)設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 軸的材料選用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理 作出軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計：如圖（a）所示 1.確定軸上各力的作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距 由于選用的是深溝球軸承，其負(fù)荷中心在軸向?qū)挾鹊闹悬c(diǎn)位置，齒輪作用力按尺寬中點(diǎn)考慮，由裝配草圖可得出： 2.齒輪作用力計算 畫出軸的受力圖：如圖（b）所示 3.支座反力、彎矩及轉(zhuǎn)矩計算 水平面： 水平面受力及彎矩圖如圖（c）（d）所示 垂直面： 垂直面受力及彎矩圖如圖（e）（f）所示 合成彎矩：如圖（g）所示 轉(zhuǎn)矩：T=73.10Nm，如圖（h）所示 4許用應(yīng)力 許用應(yīng)力值：由于裝置要求正反轉(zhuǎn)，所以轉(zhuǎn)矩為對設(shè) 計 過 程計 算

13、結(jié) 果 稱循環(huán)的，查表16-3取 應(yīng)力校正系數(shù)： 5.畫當(dāng)量彎矩圖 當(dāng)量彎矩：在小齒輪中間截面A處 在右端大齒輪所在軸頭處 6校核軸徑 小齒輪齒根圓直徑： 十、軸承壽命計算（以軸軸承6207為例） 6207的主要性能參數(shù)如下：（可查閱相關(guān)手冊得到）基本額定動載荷：基本額定靜載荷：極限轉(zhuǎn)速： 軸承面對面安裝，由于前面已求出支座反力，則軸承受力為： 軸徑滿足要求設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 由于 由表18-7得： 當(dāng)量動載荷P為：（由表18-8，?。?軸承壽命計算由于,只需驗算C處軸承 （18-7） 軸承預(yù)期使用壽命為 顯然十一、選用鍵并校核（以軸為例） 1.安裝齒輪處鍵的類型和尺寸選擇 鍵105

14、0 GB/T 1096-2003 具體參數(shù)為：b=10mm，h=8mm，L=50mm 2.鍵的擠壓強(qiáng)度校核 由表7-1查得： 連接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為： 十二、箱體、箱蓋的設(shè)計 1機(jī)座壁厚 2箱體壁厚 3機(jī)座凸緣厚度 4機(jī)蓋凸緣厚度 5基座底凸緣厚度 滿足要求滿足要求取取設(shè) 計 過 程計 算 結(jié) 果 6地角螺栓直徑 7地腳螺釘數(shù)目 8軸承旁連接螺栓直徑 9蓋與座連接螺栓直徑10.軸承端蓋螺釘直徑 10窺視孔蓋螺釘直徑 11定位銷直徑 12凸臺高度 h 13外機(jī)壁至軸承座距離 14大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 15齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 16機(jī)蓋機(jī)座筋厚 17軸承端蓋外徑十三、減速器結(jié)構(gòu)草圖（略）十四、繪制減速器結(jié)構(gòu)總圖（見大圖）十五、選擇軸承、齒輪、帶輪等安裝處的配