二級展開式圓柱斜齒輪減速器設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算及其說明書目 錄一、設(shè)計任務(wù)書-（2）二、傳動方案的擬定-（2）三、電動機的選擇和計算-（3）四、整個傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算-（4）五、聯(lián)軸器的選擇- -（5）六、軸的設(shè)計計算-（6）七、鑄鐵箱體結(jié)構(gòu)尺寸-（14）八、軸的設(shè)計-（15）九、軸的校核- -（17）十、軸承的校核-（21）十一、鍵的選擇與校核-（23）十二、減速器附件設(shè)計-（23）十三、潤滑與密封-（30）十四、設(shè)計小結(jié)-(26)十五、參考資料-（26）設(shè) 計 計 算 內(nèi) 容計算結(jié)果一、設(shè)計任務(wù)書1要求：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載啟動，使用年限8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，輸送帶速度允許誤

2、差。2已知：帶的圓周力F=1900N，帶速度V=2.45m/s,卷筒直徑D=360mm。3設(shè)計任務(wù)：減速器裝配圖一張； 零件工作圖2張； 零件說明書1份。二、傳動方案的擬定傳動方案如下圖1所示：263 電動機選擇1.電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 經(jīng)綜合分析，選用Y系列三相交流異步電動機，此系列電動機具有高效節(jié)能、噪聲小、振動小、運行安全可靠的特點。 Y系列電動機，額定電壓為380V，額定頻率為50HZ.。 本設(shè)計中電動機采用封閉式結(jié)構(gòu)。2.電動機容量的選擇 工作機所需功率 傳動裝置總效率 所需電機輸出 滾筒轉(zhuǎn)速 綜合考慮，選Y132M2-6，Ped=5.5kW nm=960r/min4、 整個

3、傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的選擇與計算1. 傳動裝置所要求的總傳動比為： 同時 i1高速級傳動比 由 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相似取1.4 高速級傳動比 低速級傳動比 2. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）.各軸的轉(zhuǎn)速： 軸： 軸： 軸: (2).各軸的輸入功率（kw） 軸： 軸： 軸: 滾筒： （3）各軸輸入扭矩的計算（N·m） 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為： 故，軸： 軸： 軸： 滾筒： 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表1。 表1 各軸的運動和動力參數(shù)軸 號功 率轉(zhuǎn) 矩T/(N.m)轉(zhuǎn) 速傳動比效率電動機軸5.41953.90896010.99軸5.36553.3699603.09840.

4、96軸5.152158.609309.3872.38340.96軸4.947363.021129.99810.96卷筒軸4.751348.609129.998 五.聯(lián)軸器的選擇 最小軸徑 軸： II 軸： 軸： 電動機軸徑 d=38mm軸：主動 J1型軸孔 C型鍵槽 d=38mm L1=82mm 從動 J1型軸孔 C型鍵槽 d=32mm L1=82mm TL6型聯(lián)軸器 GB/T 4323-84六軸的設(shè)計計算1.高速級齒輪傳動設(shè)計1).齒輪材料，熱處理 考慮此減速器小批量生產(chǎn)，為便于加工，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度230-250HBS，取小齒輪齒數(shù)=2

5、7高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度190-210HBS，大齒輪齒數(shù) 取Z=85. 誤差小于5% 2)初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸(1).確定許用彎曲應(yīng)力 .彎曲疲勞極限應(yīng)力 大齒輪Flim =220MPa 小齒輪Flim =250MPa .壽命次數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) YN1=0.88 YN2=0.93 .試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù) YST=2.最小安全系數(shù) 按一般可靠度 SFmin=1.25.許用彎曲應(yīng)力 (2).確定許用接觸應(yīng)力 .接觸疲勞應(yīng)力 大齒輪Hlim =580MPa 小齒輪Hlim =550MPa .壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ZN1=0.9 ZN2=0.92.最小安全系數(shù) 按一般可靠度 SH

6、min=1.許用接觸應(yīng)力 H2H1，取H=H2=506MPa (3).按齒面接觸強度確定中心距載荷系數(shù) 設(shè)齒輪按8級精度制造 電機驅(qū)動，輕微振動 取K=1.2齒寬系數(shù) 按非對稱布置軟齒面取 .彈性系數(shù) ZE=189.84. 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角 ZH=2.465.重合度系數(shù) 端面重合度 軸向重合度 6. 螺旋角系數(shù) 7. 設(shè)計中心距 取mn=2，重求中心距圓整中心距，取a=115mm調(diào)整 (4).確定齒輪參數(shù)尺寸 1.取齒數(shù) z1=27 z2=85 2.模數(shù) mn=2mm 3.實際齒數(shù)比 4.確定分度圓直徑 5.確定齒寬 取b=b2=55mm b1=b2+5=60mm (5).驗算輪齒彎曲

7、強度 1.當(dāng)量齒數(shù) 2.齒形系數(shù)和修正系數(shù) 線性差法可得 YFa1=2.586 YSa1=1.597 YFa2=2.174 YSa2=1.796 3.重合度系數(shù)Y 重新計算端面重合度 4.螺旋角系數(shù) 由及1，取Y=0.83 5.校核彎曲強度 = (6).設(shè)計結(jié)果 齒輪參數(shù)及幾何尺寸 模數(shù)mn=2mm 齒數(shù)z1=27 z2=85 齒寬 b2=55mm b1=60mm 分度圓直徑 d1=55.446 mm d2=178.661 mm 中心距 a=115 mm 螺旋角=13.116° 齒輪精度 8級 齒輪材料 小齒輪 45鋼，調(diào)質(zhì)，230-250HBS 大齒輪 45鋼，正火，190-210

8、HBS1.低速級齒輪傳動設(shè)計1).齒輪材料，熱處理 考慮此減速器小批量生產(chǎn)，為便于加工，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪高速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度230-250HBS，取小齒輪齒數(shù)=39高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度190-210HBS，大齒輪齒數(shù) 取Z=101. 誤差小于5% 2)初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸(1).確定許用彎曲應(yīng)力 .彎曲疲勞極限應(yīng)力 大齒輪Flim =220MPa 小齒輪Flim =250MPa .壽命次數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) YN2=0.93 YN2=0.99 .試驗齒輪應(yīng)力修正系數(shù) YST=2.最小安全系數(shù) 按一般可靠度 SFmin=1.25.許用彎曲應(yīng)力

9、(2).確定許用接觸應(yīng)力 .接觸疲勞應(yīng)力 大齒輪Hlim =550MPa 小齒輪Hlim =580MPa .壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) ZN2=0.92 ZN3=0.98.最小安全系數(shù) 按一般可靠度 SHmin=1.許用接觸應(yīng)力 H2H3，取H=H2=533.6MPa (3).按齒面接觸強度確定中心距載荷系數(shù) 設(shè)齒輪按8級精度制造 電機驅(qū)動，輕微振動 取K=1.2齒寬系數(shù) 按對稱布置軟齒面取 .彈性系數(shù) ZE=189.85. 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 初設(shè)螺旋角 ZH=2.465.重合度系數(shù) 端面重合度 軸向重合度 8. 螺旋角系數(shù) 9. 設(shè)計中心距 取mn=2，重求中心距圓整中心距，取a=135mm調(diào)整 (

10、4).確定齒輪參數(shù)尺寸 1.取齒數(shù) z1=39 z2=92 2.模數(shù) mn=2mm 3.實際齒數(shù)比 4.確定分度圓直徑 5.確定齒寬 取b=b2=80mm b1=b2+5=85mm (5).驗算輪齒彎曲強度 1.當(dāng)量齒數(shù) 2.齒形系數(shù)和修正系數(shù) 線性差法可得 YFa1=2.37 YSa1=1.675 YFa2=2.18 YSa2=1.79 3.重合度系數(shù)Y 重新計算端面重合度 4.螺旋角系數(shù) 由及1，取Y=0.84 5.校核彎曲強度 = (6).設(shè)計結(jié)果 齒輪參數(shù)及幾何尺寸 模數(shù)mn=2mm 齒數(shù)z1=39 z2=92 齒寬 b2=80mm b1=85mm 分度圓直徑 d1=80.385 mm

11、 d2=189.618mm 中心距 a=135 mm 螺旋角=13.116° 齒輪精度 8級 齒輪材料 小齒輪 45鋼，調(diào)質(zhì)，230-250HBS 大齒輪 45鋼，正火，190-210HBS 7. 鑄鐵箱體結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚： =0.025a+3=7mm 取=10mm箱蓋壁厚： 1=0.8=8mm 箱座凸緣厚度 b=1.5=15mm箱蓋凸緣厚度 b1=1.51=15mm箱底座凸緣厚度：b2=2.5=25mm地腳螺栓直徑：df=0.036a+12=16.86mm 取M20 df=18.376mm地腳螺栓數(shù)目：n=4軸承旁連接螺栓直徑：d1=0.75df=13.32mm 取M16 d1=1

12、4.761mm箱蓋與箱座連接螺栓直徑：d2=0.5df=8.34mm 取M10 d2=8.376mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=0.4df=6.744mm 取 M8視孔蓋螺釘直徑：d4=0.4df=6.744mm 取M8定位銷直徑：d=0.8d2=83.35mm 取4df、d1、d2至外箱壁距離 df c1=26mm c2=24mmdf、d2至凸緣邊緣的距離 d1 c1=30mm c2=20mm d2 c1=16mm c2=14mm軸承旁凸臺半徑 R1=c2=20mm凸臺高度 h=58mm外箱壁至軸承座的距離 l1=c1+c2+50mm大齒輪頂圓與內(nèi)機避的距離 1=20mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離 2

13、=10mm箱蓋肋厚m1=0.851=6.8mm 取7mm箱座肋厚m=0.85=10.2mm 取10mm軸承端蓋外徑 凸緣式端蓋 軸:D2=D+5d3=113.37mm 取 115mm 軸:D2=D+5d3=123.37mm 取 125mm 軸:D2=D+5d3=153.37mm 取 155mm軸承旁聯(lián)接螺栓距離 軸：s=D2=115mm 軸：s=D2=125mm 軸：s=D2=155mm8 軸的設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：1、高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）各軸段直徑的確定： ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸段，= ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=38mm ：滾動軸承處軸

14、段，=40 mm ，滾動軸承選擇7208C，其尺寸為 ：軸肩，=47 mm 齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼調(diào)質(zhì)處理。 ：軸肩，=47 mm ：滾動軸承處軸段，=40 mm.（2）各軸段長度的確定： ：由聯(lián)軸器的轂孔寬確定，=80 ：由箱體結(jié)構(gòu)，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，=83 ：由滾動軸承裝配關(guān)系等確定，=18 ：由裝配關(guān)系，箱體結(jié)構(gòu)等確定，=14 ：由高速級齒輪寬度B1=55確定，=55 ：取為=117 ：由滾動軸承裝配關(guān)系等確定，=182、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） 各軸段直徑的確定： ：最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承

15、選取7408C, 其尺寸為 ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪軸承等軸向定位要求，=45 ：高速級大齒輪軸段，=52 ：軸肩，=60 齒輪處軸段：由于小齒輪處直徑比較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 所以軸和齒輪的材料和熱處理方式需一樣，均為45鋼調(diào)質(zhì)處理。 軸肩，=60 ：滾動軸承處軸段，=40 mm （2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承裝配關(guān)系等確定，=21 ：軸肩寬度，=12 ：由高速級大齒輪寬度B1=62.4確定，=63. ：軸肩寬度，=14 ：由低速級小齒輪的轂孔寬度確定，=85 ：軸肩寬度，=30 ：由滾動軸承裝配關(guān)系等確定3、低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）各軸段直徑的確定： ：滾動軸承處軸段，=55 mm，滾動軸承

16、選取7311C，尺寸為 ：過渡軸段=66 mm ：軸肩，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，=72 mm ：低速級大齒輪軸段，=66mm ：軸環(huán)，根據(jù)齒輪和軸承的軸向定位要求=60mm ：滾動軸承處軸段=55mm ：密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的 標(biāo)準(zhǔn)（擬采用氈圈密封），=54 mm ：最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸段，（2）各軸段長度的確定： ：由滾動軸承裝配關(guān)系等確定，=30 ：過渡軸段，=80.5 ：軸肩，=10 ：由低速級大齒輪寬度，=94 ：軸環(huán)，=9.5 ：滾動軸承處軸段，=28 ：密封處軸段，取=61 ：安裝聯(lián)軸器的外伸段 九、軸的校核中間軸的校核 齒輪對軸的力作用點按簡化原

17、則應(yīng)在齒輪寬度的中點，因此可以決定軸上兩齒輪力的作用點位置。支點跨距L=200mm，高速級大齒輪的力作用點B到支點A距離L1=49.5mm，兩齒輪的力作用點之間的距離L2=89.5mm，低速級小齒輪的力作用點C到右支點D距離L3=61mm。 圖2 軸的力學(xué)模型及轉(zhuǎn)矩、彎矩圖 a) 力學(xué)模型圖 b) V面力學(xué)模型圖 c) V面彎矩圖 d) H面力學(xué)模型圖 e) H面彎矩圖 f) 合成彎矩圖 g) 轉(zhuǎn)矩圖 （1）計算軸上的作用力： 高速級大齒輪：低速級大齒輪： （2）、繪制軸的力學(xué)模型圖2a。（3）.求垂直面支反力，見圖2b。作垂直面彎矩圖2c 由繞支點A的力矩和，得： 方向向上 同理，由由繞支點

18、D的力矩和,得： 方向向上 MBV=FAVL1=-157608N·mm MDV=FDVL3=155000N·mm（4）.水平面支反力，見圖2d。水平面彎矩圖2e 由繞支點A的力矩和，得： 方向向上 同理，由由繞支點D的力矩和,得： 方向向上MBH=L1FAH=-16565.571N·mmMCH=L3FDH=-26138.561N·mm(5）.合成彎矩圖，見圖2f。 B處： D處：（6）.轉(zhuǎn)矩圖，見圖2g。 （7）.當(dāng)量彎矩 比較MB、MC可知，當(dāng)量彎矩最大處是C截面處 （8） 計算危險截面直徑 查表得 小于設(shè)計軸徑 十、軸承的校核軸滾動軸承的校核1、滾動

19、軸承的選擇。根據(jù)載荷及速度情況，擬選用角接觸球軸承，由速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選取7308C，其基本參數(shù)查資受力分析如圖3圖31、 作用軸上的外力及支反力。 2、 計算軸承的當(dāng)量動載荷 A、正確標(biāo)出內(nèi)部SA、SB的方向 B、計算兩軸承的軸向載荷SA、SB 試選e=0.43 則由 C、水平方向（軸向）的靜力平衡 因 則 需有所得的A值驗證一下，比值與試取界限值e0時的相應(yīng)比值是否相等： 與對應(yīng)的誤差較大 與試取的已很接近 D、參照上次試算結(jié)果，重新取界限值e 軸承：重新取 則 再驗證，與對應(yīng)的已很接近3、計算軸承的當(dāng)量動載荷P1、 P2 軸承A XA=0.44 Y1=1.30 軸承D 查表17-5 XD

20、=1 Y1=0 4、 由預(yù)期壽命求所需的 ，即應(yīng)按軸承2計算 十一鍵的選擇與校核低速軸上鍵：低速軸伸出段軸端處軸徑d=48mm 軸轂長110mm 查表得b=14mm h=9mm L=100mm采用A型普通平鍵 45鋼 查表得=100200MPa鍵的工作長度l=L-b=86mm=37.533MPa<100MPa鍵連接強度足夠十二、減速器附件的設(shè)計1、 窺視孔及窺視孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下AA1A2B1B2d4h170230200120906102、通氣器選用簡單式通氣器參照機械設(shè)計 課程設(shè)計表6-18，選用M12×1.25型通氣器DD1sLlad11816.51

21、41910A43、凸緣式軸承端蓋用來封閉軸承座孔，固定軸系部件的軸向位置，現(xiàn)確定尺寸如下：以下依次為低速軸，中間軸，高速軸的軸承端蓋軸承外徑（D）螺栓直徑（d3）螺栓數(shù)目（n）軸115mmM84軸125mmM86軸155mmM864、定位銷為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=8mm。5、起箱螺釘為便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘M8，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。 6、油標(biāo) 指示減速箱內(nèi)油面的高度，本處選用桿式油標(biāo)，尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12416635128526227、放油孔及放油螺塞 排放減速箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，尺寸如下：dD0LlaDSD1d1HM14×1.5222212319.61716.151528、起吊裝置 便于減速器的搬運，選用吊環(huán)，尺寸如下RHd143214十三、潤滑與密封由于該減速器是一般齒輪減速器，故采用油潤滑。輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)?/p>