二級圓柱齒輪減速器-1

1、二級圓柱齒輪減速器浙江工業(yè)大學(xué)成人教育學(xué)院畢 業(yè) 論 文論文題目 二級圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 機械制造與設(shè)計 班 級 11機械數(shù)控 姓 名 沈 韜 學(xué) 號 指導(dǎo)教師 起訖時間： 年 月 日 年 月 日（共 周）摘要齒輪傳動是現(xiàn)代機械中應(yīng)用最廣的一種傳動形式。它由齒輪、軸、軸承及箱體組成的齒輪減速器用于原動機和工作機或執(zhí)行機構(gòu)之間起匹配轉(zhuǎn)速和傳遞轉(zhuǎn)矩的作用。齒輪減速器的特點是效率高、壽命長、維護簡便，因而應(yīng)用極為廣泛。本設(shè)計講述了二級圓柱齒輪減速器的設(shè)計過程。首先進行了傳動方案的評述，選擇齒輪減速器作為傳動裝置，然后進行減速器的設(shè)計計算（包括選擇電動機、設(shè)計齒輪傳動、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、選擇并驗算滾動

2、軸承、選擇并驗算聯(lián)軸器、校核平鍵聯(lián)接、選擇齒輪傳動和軸承的潤滑方式九部分內(nèi)容）運用AutoCAD軟件進行齒輪減速器的二維平面設(shè)計，完成齒輪減速器的二維平面零件圖和裝配圖的繪制。 關(guān)鍵詞:齒輪嚙合 軸傳動 傳動比 傳動效率目 錄一、課程設(shè)計任務(wù)書 11.1 總體布置簡圖1 1.2已知條件2二、傳動方案的擬定及說明4三、電動機的選擇4四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5五、傳動件的設(shè)計計算5六、軸的設(shè)計計算8七、滾動軸承的選擇及計算14八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算16九、連軸器的選擇16十、減速器附件的選擇11十一、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計11十二、潤滑與密封18十三、設(shè)計小結(jié)18十四、參考資料目錄18十五、致

3、謝1一、 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.1總體布置簡圖 1電動機；2聯(lián)軸器；3齒輪減速器；4帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器1.2已知條件 1.運輸帶工作壓力 F=6KN； 2.運輸帶工作速度v=1.3m/s；（允許運輸帶速度誤差為±5%） 3.滾筒的直徑D=400mm； 4.滾筒效率j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 5.工作情況 兩班制，連續(xù)單向運作，載荷焦平穩(wěn)； 6使用折舊期 8y； 7.工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35； 8.動力來源 電力，三相交流電，電壓380/220V; 9.檢修間隔 四年一大修，兩年一次中修，半年一次小修；1.3設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運

4、動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算；3. 軸的設(shè)計；4. 滾動軸承的選擇；5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制；7. 設(shè)計計算說明書的編寫；1.4設(shè)計任務(wù)1 減速器總裝配圖一張（A0或A1）；2 零件工作圖1-3張3 設(shè)計說明書一份1.5設(shè)計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫二、傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大

5、齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。三、電動機的選擇1 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機。2 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw Pw6kw*1.3m/s=7.8kw2） 電動機的輸出功率PdPw/式中1，2，3，4為聯(lián)軸器，軸承，齒輪傳動和卷筒的傳動效率。有表9.1可知，1=0.99，2，=0.98，3=0.98，4=0.96=0.992×0.984×0.982×0.96=0.817所以電動機所需工作功率為Pd= P/=9.

6、55KW 3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇按表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840,而工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為nw=60*1000v/(×400)=63r/min 所以電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 nd=inw=(840)×63=(5042520)r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min,1500r/min三種。綜合考慮電動機喝傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，覺得選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。4電動機型號的確定根據(jù)電動機的類型，容量和轉(zhuǎn)速，有電機產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選定電動機型號為 Y160L6，其主要性能

7、如表所示，電動機主要外形和安裝尺寸如表所示。 電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160L6119702.02.0 da單位： mm型號HABCDEG×GDGKbb1b2hAABBHAL1Y160L1602542541084211012×837153252551653857031420645二計算傳動裝置的傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比i由電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：inm/nw=970/63=15.42 分配傳動比由于減速箱是同軸式布置，所以i1i2。因為i15.40，取

8、i25，i1=i2=3.92速度偏差為0.5%<5%，所以可行。三各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩（1）各軸轉(zhuǎn)速軸 =nm=970軸  626.09/3.92247.4r/min軸   / 247.4/3.92=63 r/min=63 r/min（2）各軸輸入功率×11×0.9910.89kW×2×10.89×0.98×0.9810.35kW×2×10.35×0.98×0.989.84kW×2×4=2.77×0.98

9、5;0.969.55kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩=×× N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×11/970=108.3 N·m所以: × =108.3×0.99=107.2N·m××2×=107.2×3.92×0.98×0.98=399.5 N·m×××=399.5×3.92×0.98×0.98=1488.5N·mT卷=×1×2=1488.5×

10、;0.99×0.98=1444.2 N·m項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷同軸轉(zhuǎn)速（r/min）970970247.46363功率（kW）1110.9810.359.849.55轉(zhuǎn)矩（N·m）108.3107.2399.51488.51444.2傳動比113.923.921效率10.990.950.950.97傳動件設(shè)計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z12

11、0，大齒輪齒數(shù)z279的；4） 選取螺旋角。初選螺旋角14°2 按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1021）試算，即 dt1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 :試選Kt1.6(1)由圖1030選取區(qū)域系數(shù)ZH2.433(2)由表107選取尺寬系數(shù)d1(3)由圖1026查得10.75，20.86，則121.61(4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa0.5(5)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；(6)由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N16

12、0n1jLh60×970×1×（2×8×300×8）2.23488×109 N2N1/i5.7012244×108(7)由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.90；KHN20.95(8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.90×600MPa540MPa H20.95×550MPa522.5MPa 取 H522.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=91.99（2） 計算圓周速度v=1.19m/s(3)計算齒寬b及模數(shù)mntb

13、=dd1t=1×91.99mm=91.99mmmnt=4.46mmh=2.25mnt=2.25×4.66mm=10.04mmb/h=91.99/10.04=9.16（3） 計算縱向重合度=0.138dz1tan=0.318×1×tan14×20=1.586（4） 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=1.19m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42由表10

14、13查得KF=1.35由表103查得KH=KH=1.4。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1×1.11×1.4×1.42=2.21 4.幾何尺寸計算1） 計算中心距對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn小于由齒根彎曲疲勞想到計算的法面模數(shù)，取mn=3.5，可以滿足強度要求，為了同時滿足接觸疲勞強度，需取安接觸疲勞強度計算的到的分度圓直徑d1=102.45mm來計算應(yīng)有的齒數(shù) a=250.69mma圓整后取251mm2) 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=141630”3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=101.12mmd2=400.88mm參看

15、大齒輪零件圖。軸的設(shè)計計算擬定輸入軸齒輪為右旋II軸：1 初步確定軸的最小直徑d=34.2mm2 求作用在齒輪上的受力Ft1=899NFr1=Ft=337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬定軸上零件的裝配方案 i. I-II段軸用于安裝軸承30309，故取直徑為35mm。ii. II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為54mm。iii. III-IV段軸肩,直徑65mmiv. IV-段為小齒輪，直徑60mm。v. V-段分隔兩齒輪，直徑為55mm。vi. -段安裝大齒輪，直徑為50mm。vii. -段安裝套筒和

16、軸承，直徑為45mm。2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1. I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。2. II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。III-IV段軸肩10mm3. IV-段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度減去2mm,為108mm。4. V-段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。5. -段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為105mm。6. -長度為44mm。4 求軸上的載荷 66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得軸承30307的Y值為1.6Fd1=443N

17、Fd2=189N因為兩個齒輪旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N5 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面 由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面2） 截面IV右側(cè)的截面上的轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于軸選用40cr，調(diào)質(zhì)處理，所以，。綜合系數(shù)的計算由，經(jīng)直線插入，知道因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，軸的材料敏感系數(shù)為，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為 查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，軸采用磨削加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計算:軸的疲勞安全系數(shù)為故軸的選用安全。I軸：1 作用在齒輪上的力FH1=FH2=337/2

18、=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52 初步確定軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 確定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) 由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。b) 考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達2.5mm，所以該段直徑選為30。c) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。d) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mm。e) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達5mm，所以該段直徑選

19、為46mm。f) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。g) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。1） 各段長度的確定各段長度的確定從左到右分述如下：a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。b) 該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為57mm。f) 該段由聯(lián)軸器孔長決定

20、為42mm4 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度W=62748N.mmT=39400N.mm45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。III軸1 作用在齒輪上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步確定軸的最小直徑3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 軸上零件的裝配方案2） 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直徑607075877970長度105113.758399.533.255 求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合滾動軸承的選擇及計算I軸：1 求

21、兩軸承受到的徑向載荷5、 軸承30206的校核1） 徑向力2） 派生力，3） 軸向力由于，所以軸向力為，4） 當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為5） 軸承壽命的校核II軸：6、 軸承30307的校核1） 徑向力2） 派生力，軸向力由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為軸承壽命的校核III軸：7、 軸承32214的校核徑向力派生力，軸向力由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為(5) 軸承壽命的校核 鍵連接的選擇及校核計算代號直徑（mm）工作長度（mm）工作高度（mm）轉(zhuǎn)

22、矩（N·m）極限應(yīng)力（MPa）高速軸8×7×60（單頭）25353.539.826.012×8×80（單頭）4068439.87.32中間軸12×8×70（單頭）4058419141.2低速軸20×12×80（單頭）75606925.268.518×11×110（單頭）601075.5925.252.4由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為，所以上述鍵皆安全。連軸器的選擇由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。一、高速軸用聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所

23、以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL4（GB4323-84），但由于聯(lián)軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸半聯(lián)軸器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）二、第二個聯(lián)軸器的設(shè)計計算由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，計算轉(zhuǎn)矩為所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器TL10（GB4323-84）其主要參數(shù)如下：材料HT200公稱轉(zhuǎn)矩軸孔直徑 軸孔長， 裝配尺寸半聯(lián)軸器厚減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪