二級展開式圓柱直齒輪減速器設計課件

1、 機械設計基礎課程設計 二級圓柱齒輪減速器 目錄 一、帶式運輸機的設計任務書···········································1二、傳

2、動方案的確定·················································

3、··2三、電動機的確定··············································

4、83;······3四、傳動比的分配及各軸轉速與扭矩····································3五、齒輪的設計···&#

5、183;·················································&#

6、183;·4六、軸的設計計算···············································

7、;······9七、軸的校核··········································

8、3;·············158、 鍵的校核···································&

9、#183;····················24九、軸的轉配草圖···························

10、83;·······················25 設計任務書 一、 帶式運輸機傳動裝置的設計任務書 帶式傳動機工作原理帶式傳動機示意圖如圖所示 工作條件：兩班制連續(xù)單項運轉，載荷平穩(wěn)室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度使用折舊期：8年檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修動力來源：電力，三相交流電壓380/220v運輸帶速度允許誤差：±

11、5制造條件及生產批量：一般機械廠制造小批量生產設計數據：運輸帶工作拉力：4000N,運輸帶工作速度1.6m/s，卷筒直徑400mm 設計過程計算結果2、 傳動方案的確定 根據工作要求可擬定幾種傳動方案如圖所示 A BCD 設計過程計算結果 A圖所示為電動機直接與兩級直齒圓柱齒輪減速器相連接，圓柱齒輪易于加工，但減速器的傳動比和結構尺寸較大。 B圖所示為一級蝸桿減速器，結構簡單，尺寸緊湊，但效率低，適用于載荷較小、間歇工作的場合，需要進行熱平衡計算，防止齒面發(fā)生膠合。 C圖所示為錐齒輪減速器開式齒輪，開式齒輪易發(fā)生磨損 D圖所示為二級同軸式圓柱齒輪減速器，徑向尺寸小，結構緊湊，但軸向尺寸大，要求

12、兩級傳動中心距相同 綜合設計的環(huán)境考慮，選擇方案A3、 電動機的確定 傳動裝置的總效率： 查表機械實際課程設計手冊表1-7，其中軸承效率=0.99，聯(lián)軸器效率=0.99，嚙合效率=0.97，攪油效率=0.99 ：工作機實際需要電動機的輸出功率，：工作的實際需要的輸入功率，電動機的輸出效率 查,機械設計課程設計手冊表12-1選取電動機的型號為Y160M-4，額定功率為=11kw，滿載轉速為4、 傳動比的分配及各軸轉速與扭矩 總傳動比： 則第一級傳動比為：，第二級傳動比： 各軸轉速 ， 各軸扭矩 選擇方案A傳動總效率=7.61kw電動機Y160M-4額定功率11kw滿載轉速1460r/min總傳動

13、比i=19.21高速級傳動比低速級傳動比 設計過程計算結果 各軸的轉速與扭矩如圖表格所示軸號轉速n（r/min）轉矩T(N·m）1146071230432837612505、 齒輪的設計 1.高速齒輪的設計 選擇齒輪的材料：小齒輪材料為40Cr（調質)硬度為280HBS，大齒輪材 料為45鋼（調質）硬度為240HBS 選擇小齒輪的齒數為，大齒輪的齒數為 1）按齒面強度設計由計算公式進行計算確定公式的值：選擇載荷系數計算小齒輪的轉矩 查機械設計第八版表10-7選取齒寬系數：查機械設計第八版表10-6取得材料的彈性影響系數查機械設計第八版圖10-21（d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強

14、度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應力循環(huán)次數 設計過程計算結果由機械設計第八版圖10-19取接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1，安全系數S=1計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度：計算齒寬：計算載荷系數：根據v=4.36m/s，7級精度，由機械設計第八版圖10-8查的動載荷系數,直齒輪,表10-2查的使用系數,由表10-4查的小齒輪相對支撐非對稱布置時,查圖10-13得,故載荷系數為按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑計算模數 2）根據齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 確定公式內各數值：由機械設計第八版圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；由圖

15、10-18取彎曲疲勞壽命系數,彎曲疲勞安全系數S=1.4 設計過程計算結果 彎曲疲勞許用應力為 計算載荷系數 查取齒形系數、應力較正系數為 查表10-5 計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪： 大齒輪： 大齒輪數值大 設計計算 則模數取整m=2.0mm，分度圓直徑，小齒輪齒數 大齒輪齒數2、 低速齒輪的設計 選擇齒輪的材料：小齒輪材料為40Cr（調質)硬度為280HBS，大齒輪材 料為45鋼（調質）硬度為240HBS 選擇小齒輪的齒數為，大齒輪的齒數為 1）按齒面強度設計由計算公式進行計算確定公式的值： 選擇載荷系數 設計過程計算結果 計算小齒輪的轉矩 查機械設計第八版表10-7選取齒寬系數：查機

16、械設計第八版表10-6取得材料的彈性影響系數查機械設計第八版圖10-21（d）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限計算應力循環(huán)次數 由機械設計第八版圖10-19取接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1，安全系數S=1計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度：計算齒寬：計算載荷系數：根據v=0.125m/s，7級精度，由機械設計第八版圖10-8查的動載荷系數,直齒輪,表10-2查的使用系數,由表10-4查的小齒輪相對支撐非對稱布置時,查圖10-13 設計過程計算結果得,故載荷系數為按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑計算模數 2）根據齒根彎曲強度設計彎曲強度的

17、設計公式為 確定公式內各數值：由機械設計第八版圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲 勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數,彎曲疲勞安全系數S=1.4 彎曲疲勞許用應力為 計算載荷系數 查取齒形系數、應力較正系數為 查表10-5 計算大小齒輪的并加以比較 小齒輪： 大齒輪： 大齒輪數值大 設計計算 設計過程計算結果 則模數取整m=3.0mm，分度圓直徑，小齒輪齒數 大齒輪齒數6、 軸的設計計算 1、高速軸的設計 1）、已知條件：高速軸傳遞的功率；轉速；小齒輪分度圓直徑；齒輪寬度，轉矩 2)、確定軸的直徑：先按式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼（調質）處理，根

18、據機械設計第八版表15-3取得A=112，則 3)、聯(lián)軸器的型號選?。翰闄C械設計第八版表14-1，取,則聯(lián)軸器的計算轉矩為，查機械設計課程設計手冊表8-7選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250N·mm，半聯(lián)軸器的孔徑為，故取，半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合轂孔長度為 4）、軸的結構設計 1、擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示 2、根據軸向定位要求確定軸的各段直徑及長度 （1）軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩，取 （2）考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷，當量摩擦系 數最小，在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圓軸線偏斜量大量生產，價格最低，故

19、選用深溝球軸承，根據，查機械設計課程設計手冊表6-1，選6206型深溝球軸承，則，B=16mm 設計過程計算結果B=16mm，3-4段安裝軸承，左端用軸段擋圈定位，右端用軸肩定位，因為8-9段軸也要安裝一個相同的軸承，故， （3）4-5段軸沒有什么與之相配合的零件，但是其左端要有一個軸肩以使軸承能右端軸向定位 ， (4)軸承蓋的總寬度為10mm（由減速器和軸承蓋的結構設定）：根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為20mm至此已初步確定軸的長度。 （5）軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接，按，選擇鍵，L=25mm，L=50mm為了保證

20、齒輪與軸配合的良好的對中性，半聯(lián)軸器與軸的配合選用。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的此處選軸的公差尺寸公差為m6 （6）確定軸的倒角和圓角：參考表15-2取軸端倒角為45度，各軸軸肩處的圓角為1.6 設計過程計算結果2、中間軸的設計 1）、已知條件：高速軸傳遞的功率；轉速；小齒輪分度圓直徑；齒輪寬度，轉矩 2)、確定軸的直徑：先按式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼（調質）處理，根據機械設計第八版表15-3取得A=112，則 3)、軸承的選擇：通過查機械設計課程設計手冊表6-1，選6208型深溝球軸承，d=40，B=18 所以 4）、軸的結構設計 1、擬定軸上零件的裝配方案

21、，如圖所示 2、根據軸向定位要求確定軸的各段直徑及長度，由高速軸的設計可知軸的總長度為：,1-2段軸我們取，與1-2段配合的深溝球軸承軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位，2-3段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取，又由于小齒輪齒寬B=100mm，根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2-3mm所以取，為了實現(xiàn)齒輪的右端的軸向定位，應將3-4的直徑比2-3段稍微大一些，這里取其直徑為，由于3-4段軸主要起軸肩作用，沒有與之配合的零件且根據設計方案，這里取。4-5段要與大齒輪相配合，且為了能利用2-4段的軸肩，所以此段軸的直徑要比3-4段的直徑小，這里我們

22、取，由于大齒輪的齒寬為B=69，根據齒輪相配合部分的軸長度一般比輪轂長度短2-3mm，所以取，5-6段的軸與 L=198mm 設計過程計算結果之相配合的零件是軸承，所以其直徑和長度與軸右端的軸承一樣，故，。 3、軸上零件的周向定位：齒輪的周向定位都采用平鍵連接查機械設計課程設計手冊表4-1得平鍵截面，L=56，L=80，齒輪與軸的配合為H7/k6，軸承與軸為過渡配合 4、確定軸的倒角和圓角：參考表15-2取軸端倒角為45度，各軸肩處的圓角為1.63、 低速軸的設計 1）、已知條件：高速軸傳遞的功率；轉速；小齒輪分度圓直徑；齒輪寬度，轉矩 2)、確定軸的直徑：先按式初步估算軸的最小直徑，選取軸的

23、材料為45號鋼（調質）處理，根據機械設計第八版表15-3取得A=112，則 設計過程計算結果 3)、聯(lián)軸器的型號選?。翰闄C械設計第八版表14-1，取,則聯(lián)軸器的計算轉矩為，查機械設計課程設計手冊表8-7選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2500N·mm，半聯(lián)軸器的孔徑為，故取，半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸的配合轂孔長度為 4）、軸的結構設計 1、擬定軸上零件的裝配方案，如圖所示 2、根據軸向定位要求確定軸的各段直徑及長度，由高速軸的設計知軸的總長度為L=237mm，且已經選定聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2500N·m，半聯(lián)軸器的孔，故取，半聯(lián)軸器的長度為，半聯(lián)軸器與軸配合技

24、術的轂孔長度為，7-8段軸的長度我們取,6-7段相對與7-8段要做一個軸肩，這里我們取，5-6段要與滾動軸承相配合，考慮到主要承受徑向力軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小，在高速轉時也可以承受純的軸向力，工作中容許的內外圓線偏斜量大量生產價格最低，故選深溝球軸承，查機械設計課程設計手冊表6-1選6215型深溝球軸承d=75mm，B=25mm，所以，4-5段軸的沒什么零件與之配合且根據整體的設計方案，此段軸的直徑為，齒輪的右端采用軸肩固定，軸肩高取h=7mm，所以，軸的寬度為，2-3段軸的與齒輪相配合由前面設計可知齒輪的寬度B=105mm，根據齒輪的相配合部分的軸的長度一般應比轂短2-3

25、mm，則，1-2段與軸承相配合，配合軸承與5-6段軸承相同，則， 設計過程計算結果3、軸上零件的周向定位：齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接，查機械設計課程設計手冊表4-1按，選擇鍵，L=90mm，選擇鍵，L=90mm，為了保證齒輪與軸配合的良好的對中性，半聯(lián)軸器與軸的配合選用。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的此處選軸的公差尺寸公差為m64、確定軸的倒角和圓角：取軸端的倒角為45度，各軸的軸肩處的倒角為1.6 設計過程計算結果7、 軸的校核 1、高速軸的校核;作用在齒輪上的作用力;高速軸的受力圖，彎矩圖，當量彎矩圖，扭矩圖如圖所示 設計過程計算結果 設計過程計算結果 高速軸的

26、強度校核 從圖中可分析危險截面為c-c截面，則有 圖示中a-a截面的彎矩為因為45號鋼，調質處理的故此兩個截面都安全， 2、中間軸的校核 各個齒輪上的作用力為 , , ， ， 中間軸的彎矩圖，當量彎矩圖，扭矩圖如圖所示 設計過程計算結果 設計過程計算結果 按軸的扭轉強度校核 由圖知危險截面為b-b截面，則有 查45號調質處理鋼的，故此截面安全 中間軸的精度校核 截面2的左側抗彎截面系數：抗扭截面系數：截面2的左側的彎矩為截面上的彎曲應力為截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調制處理，由機械設計15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數查表3-2得，又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為：故有效集中應力系數為：由機械設計圖3-2 3-3知尺寸系數和扭轉尺寸系數分別為：軸表面按磨削加工，由機械設計圖3-4得表面質量系數為，軸未經表面強化處理則則綜合系數為 設計過程計算結果由圖3-1，