二級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1、帶式運輸機傳動裝置的 圓柱齒輪減速器設(shè)計學(xué) 生 姓 名：_ 學(xué) 生 學(xué) 號： _ 院 系： 專 業(yè) 年 級： 指 導(dǎo) 老 師： 目錄第一章 電動機選擇2第二章 減速器傳動比計算3第三章 傳動參數(shù)計算4第四章 帶傳動設(shè)計5第五章 圓柱齒輪傳動設(shè)計7第六章 聯(lián)軸器選擇13第七章 軸與軸承的設(shè)計14第八章 鍵的選擇24第九章 潤滑和密封的說明25第十章 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計26第十一章 設(shè)計總則27第十二章 參考資料28 第一章 電動機選擇 1帶傳動的傳動效率：=0.962所需電動機功率：=3.3/0.96=3.4363確定電動機的轉(zhuǎn)速： 取V帶的傳動比=24取二級圓柱齒輪傳動比：=840 總傳動

2、比：i=16160 故電動機的轉(zhuǎn)速可選范圍為ni×88= (16160)×88=140814080 r/min 4、電動機選擇應(yīng)使由以上計算結(jié)果查表選擇Y2-112M-2型號電機，其額定功率=4；同步轉(zhuǎn)速n=3000r/min，滿載轉(zhuǎn)速=2890r/min第二章 減速器傳動比計算1總傳動比=/88=32.842分配傳動比 由=×i 式中與i為帶傳動和減速器的傳動比初步取=2.5，則減速器傳動比為：i=/=32.84/2.5=13.143分配減速器各級傳動比：高速級傳動比=4.2 ， 低速級傳動比=3.13第三章 傳動參數(shù)計算本裝置從電動機到工作機有三軸，依次為高速

3、軸1，中間軸2，低速軸3；1各軸轉(zhuǎn)速計算高速軸1轉(zhuǎn)速=2890/2.5=1156r/min 中間軸2轉(zhuǎn)速=1156/4.2=275.24r/min 低速軸3轉(zhuǎn)速=275.24/3.13=87.94r/min 卷筒軸4轉(zhuǎn)速n4=n3=87.94r/min 2.各軸輸入功率計算高速軸1輸入功率=3.436×0.96=3.3中間軸2輸入功率=3.3×0.99×0.98=3.2低速軸3輸入功率= 3.2×0.99×0.98=3.1滾筒軸4輸入功率=3.1×0.99×0.99=3.043.各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算 電動機輸出轉(zhuǎn)矩：Td=955

4、0×Pd/2890=11.33Nm=11.33×2.5×0.96=27.19Nm =27.19×4.2×0.99×0.98=110.79Nm=110.79×3.13×0.99×0.98=336.44Nm=336.44×0.99×0.99=329.74Nm第四章 帶傳動設(shè)計1確定計算功率查表可得工作情況系數(shù)Ka=1.1，則： =Ka×=1.1×4=4.4 2確定V帶的帶型 根據(jù)與，由教材圖8-11可得選用Z型帶。3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑

5、。根據(jù)V帶的帶型，參考表8-6和表8-8可得選取小帶輪的基準(zhǔn)直徑（2）驗算帶速按計算式驗算帶的速度v=××/60/1000=3.14×90×2890/60/1000=13.61m/s因為5m/s<v<30m/s故此帶速合適。（3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑按式(8-15a)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑=2.5×90=225mm根據(jù)教材表8-8，圓整得 。4確定V帶的中心距和基準(zhǔn)直徑(1)按計算式初定中心距mm (2)按計算式計算所需的基準(zhǔn)長度=1364mm查表可選帶的基準(zhǔn)長度(3)按計算式計算實際中心距中心距的變化范圍為427mm490mm.5驗

6、算小帶輪上的包角6、計算帶的根數(shù)（1）計算單根V帶的額定功率由和=2890r/min查表可得kw根據(jù)=2890, =2.5和Z型帶，查表可得=0.04kw 、=1.14。故=(0.62+0.04)×0.956×1.14=0.72kw（2）計算V帶的根數(shù)Z Z=/=4.4/0.72=6.11 故取V帶根數(shù)為7根7、計算單根V帶的初拉力的最小值查表可得Z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.06kg/mN應(yīng)使帶的實際初拉力。8、計算壓軸力壓軸力的最小值為：670.96N第五章 圓柱齒輪傳動設(shè)計一高速級圓柱齒輪傳動設(shè)計1、選小齒輪材料40（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS；大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），

7、硬度240HBS。選齒輪傳動為7級精度，初選小齒輪齒數(shù)=24,則=24×4.2=100.8。取=101。2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 (1)確定公式里各值 1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2) 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩：T1=27.19 Nm3）選取齒寬系數(shù)：=14)由齒輪材料性質(zhì)得：彈性影響系數(shù)=189.8，5)小齒輪疲勞強度極限=600MPa,大齒輪疲勞強度極限=550MPa6) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60×1156×1×(2×8×300×8)=2.66×=2.66×/4.2=6.33× 7) 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)

8、查圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.93 =0.988)計算接觸疲勞許用應(yīng)力和，取失效概率1%，安全系數(shù)s=1。=0.93×600MPa=558MPa=0.98×550MPa=539MPa(2)計算1） 初算小齒輪分度圓直徑，代入較小。 =42mm2)計算圓周速度=2.54m/s3)計算齒寬b=×=1×42=42mm4)計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) /=42/24=1.75mm 齒高 h=2.25=2.25×1.75=3.94mmb/h=42/3.94=10.665)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=2.54m/s和齒輪傳動選7級精度查圖10-8得動載

9、系數(shù)=1.1使用系數(shù)取=1查表10-4得=1.42，查圖10-13得=1.17直齒輪故載荷系數(shù)K=1×1.1×1×1.42=1.5626)按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由式10-10a校正=44.94mm7)計算模數(shù)m=1.87mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計 （1）計算載荷系數(shù)K=1×1.1×1×1.17=1.287（2）根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5得 =2.65 =2.18 =1.58 =1.79（3）計算齒輪許用應(yīng)力 由齒輪材料可得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞

10、安全系數(shù)S=1.4 計算許用應(yīng)力： （4）計算大小齒輪的并加心比較=0.01379=0.01643 大齒輪的數(shù)值大（5）設(shè)計計算=1.3mm對比以上兩種設(shè)計結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由疲勞彎曲強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.3并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=1.5。 小齒輪齒數(shù)：=/m=44.94/1.5=29.9630 大齒輪齒數(shù)：=4.2×30=1264.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑：=m=30×1.5=45mm =m=126×1.

11、5=189mm（2）計算中心距a=(+)/2=117mm(3）計算齒輪齒寬 b=1×45=45mm取=50mm, =45mm二低速級齒輪傳動設(shè)計1選小齒輪材料45（調(diào)質(zhì)），硬度280HBS；大齒輪材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度 240HBS。選直齒輪傳動為7級精度，初選小齒輪齒數(shù)=24,則=24×3.13=75.12取=762按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式（10-9a）得：進行初算（1）確定公式里各值 1) 試選載荷系數(shù)Kt=1.3 2) 小齒輪傳動的轉(zhuǎn)矩：=110.79 Nm 3）選取齒寬系數(shù)：=14)由齒輪材料性質(zhì)得：彈性影響系數(shù)=189.8，5)小齒輪疲勞強度極限=

12、600MPa,大齒輪疲勞強度極限=550MPa6) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60×275.24×1×(2×8×300×8)=6.34×=6.34×/3.13=2.03× 7) 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95 =0.988)計算接觸疲勞許用應(yīng)力和，取失效概率1%，安全系數(shù)s=1。=0.95×600MPa=570MPa=0.98×550MPa=539MPa(2)計算1）初算小齒輪分度圓直徑，代入較小。 =66.816mm2) 計算圓周速度=0.96m/s3) 計算齒寬bb

13、= ×=1×66.816=66.816mm4) 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) /=66.816/24=2.784mm 齒高 h=2.25=2.25×2.784=6.264mmb/h=66.816/6.264=10.665)計算載荷系數(shù)K根據(jù)v=0.96m/s和齒輪傳動選7級精度查圖10-8得動載系數(shù)=1.05使用系數(shù)取=1查表10-4得=1.422查圖10-13得=1.15直齒輪故載荷系數(shù)K=1×1.05×1×1.422=1.4936) 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑由式10-10a校正=70.16mm7) 計算模數(shù)m=/=70

14、.16/24=2.92mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計 1)計算載荷系數(shù)K=1×1.05×1×1.15=1.208 2)根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)查齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5得 =2.65 =2.226 =1.58 =1.764 3)計算齒輪許用應(yīng)力 由齒輪材料可得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為=500MPa =380MPa查圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85 =0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 計算許用應(yīng)力：=303.57MPa=238.86MPa4) 計算大小齒輪的并加心比較=0.01379 =0.01644 大齒輪的數(shù)值大5）設(shè)計計算=1.96mm 對比

15、以上兩種設(shè)計結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由疲勞彎曲強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.96并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2。 小齒輪齒數(shù)：=/m=70.16/2=35.0836 大齒輪齒數(shù)：=3.13×36=112.681134.幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑：=m=36×2=72mm =m=113×2=226mm(2) 計算中心距a=(+)/2=149mm(3）計算齒輪齒寬 b=1×72=72mm 取=75mm, =72mm第六

16、章 聯(lián)軸器選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑,為了使軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器的型號 初步估算軸3的最小直徑：=112× =36.96mm聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: 取=1.3則=1.3×336440=437372N·mm要據(jù)查表可取GY6型彈性套柱聯(lián)軸器第七章 軸與軸承的設(shè)計1.初步計算軸的最小直徑軸的材料選用常用的45鋼，當(dāng)軸的支撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為： 軸1與軸3為外伸軸，初算軸徑作為最小直徑，應(yīng)取較小的A值；2軸為非外伸軸，初算軸徑作為最大直徑，應(yīng)取

17、較大的A值,查表15-3，取=112× =16.24mm=112×=25.54mm=112× =36.96mm考慮到軸1與軸3上各有兩個鍵槽的影響，所以初定d1=20mm；d2 =30mm； d3 =40mm。2初步設(shè)計軸結(jié)構(gòu) 二級圓柱直齒輪減速器的傳動筒圖如下所示：根據(jù)傳動傳動關(guān)系可初步進行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸1結(jié)構(gòu)設(shè)計中間軸2結(jié)構(gòu)設(shè)計低速軸3的結(jié)構(gòu)設(shè)計至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度3軸的校核（1）高速軸1校核由軸1兩端直徑d=25mm，查機械零件手冊得到應(yīng)該使用的軸承型號為61905，D=42mm，B=9mm，（軸承的校核將在后面進行）。1）求作用在齒輪上

18、的力，軸上的彎距、扭距，并作圖齒輪上的作用力：由公式=2T/d ，=tan可知= =1208N = =439.68N高速軸1的空間受力圖如下圖：由力學(xué)知識可求得：=242.14N =965.86N 作水平面的受力圖得：計算水平方向作用點處的彎距：其中=42979.85Nmm，畫出彎矩圖 垂直面上=88.13N =351.55N。作其受力圖計算垂直方向作用點處的彎距：其中=15643.075Nmm。作彎矩圖得： 合成彎矩：M=45.74Nm。作合成彎矩圖得：由=27.19Nm，作扭矩圖得： 2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式（155）及

19、上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=17.99MPa，前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）軸承壽命校核：查表可得此軸承的基本額定動載荷=7KN，兩軸承受到的徑向載荷=257.68N =1027.85N當(dāng)量動載荷= =1*257.68=257.68N =1*1027.85=1027.85N壽命：=59（年）=2.5（年）符合要求（2）低速軸3校核由軸3兩端直徑d=50mm，查機械零件手冊得到應(yīng)該使用的軸承型號為61910，D=72mm，B=12mm，（軸承的校核將在后面進行）。1) 求作用在齒輪上

20、的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪上的作用力：由公式=2T/d ，=tan可知=2977.35N =1083.67N 低速軸3的空間受力圖如下圖：由力學(xué)知識可求得：=2055.79N =921.56N作水平面的受力圖得：計算水平方向作用點處的彎距：其中=133.63Nm，畫出彎矩圖垂直面上=748.25N =335.42N。作其受力圖計算垂直方向作用點處的彎距：其中=48.64Nm。作彎矩圖得：合成彎矩：M=142.21Nm。作合成彎矩圖得： 由=336.44Nm，作扭矩圖得：2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式（155）及上表中的數(shù)

21、據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=11.43MPa，前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）軸承壽命校核：查表可得此軸承的基本額定動載荷=14.5KN，兩軸承受到的徑向載荷=2186.9N =980N當(dāng)量動載荷= =1*2186.9=2186.9N =1*980=980N壽命：=11.5（年）=127（年）符合要求（3）中間軸2的設(shè)計：由軸2兩端直徑d=30mm，查機械零件手冊得到應(yīng)該使用的軸承型號為61906，D=47mm，B=9mm，（軸承的校核將在后面進行）。1）.求作用在齒輪上的力，軸上的彎距、扭距

22、，并作圖齒輪上的作用力：=2977.35N =1208N =1083N =439.68N中間軸2的空間受力圖如下圖：由力學(xué)知識可求得：=1312N =457N作水平面的受力圖得：計算水平方向作用點處的彎距：其中 =118080Nmm，=-25140Nmm畫出彎矩圖垂直面上=478N =116N。作其受力圖計算垂直方向作用點處的彎距：其中=43020Nmm =-9067Nmm。作彎矩圖得：合成彎矩：=126Nm=26.57Nm，作合成彎矩圖得：由=336.44Nm，作扭矩圖得：2）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，

23、以及軸單向旋轉(zhuǎn)。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力=55.04MPa，前以選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表151查得=60MPa。因此<故安全。3）軸承壽命校核：查表可得此軸承的基本額定動載荷=9.2KN，兩軸承受到的徑向載荷=1396.36N =486.21N當(dāng)量動載荷= =1*1396.36=1396.36N =1*486.21=486.21N壽命：=3.5（年）=40（年）符合要求第八章 鍵的選擇 高速軸1的右端直徑為20mm，所以選擇普通圓頭平鍵，鍵b×h×L=6×6×45 中間軸2的軸左端鍵槽部分的軸徑為35mm，所

24、以選擇普通圓頭平鍵，鍵b×h×L=10×8×70，右端鍵槽部分的軸徑為40mm，所以選擇普通圓頭平鍵，鍵b×h×L=12×8×40 低速軸3的左端鍵槽部分的軸徑為40mm，所以選擇普通圓頭平鍵，鍵b×h×L=12×8×50右端部分的軸徑為60mm，所以選擇普通圓頭平鍵,鍵b×h×L=18×11×63。第九章 潤滑和密封說明1潤滑說明 因為是二級減速器，且其傳動的圓周速度，故采用浸油潤滑，大、小圓柱齒輪采用飛濺潤滑；潤滑油使用50號機械潤

25、滑油。軸承采用潤滑脂潤滑，選擇潤滑脂的填入量為軸承空隙體積的1/2。2密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何碘片。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。第十章 箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1減速器箱體的結(jié)構(gòu)參考機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊第11圖減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸如下：機座壁厚：=8mm機蓋壁厚：=8mm機座凸緣厚度：=12mm機蓋凸緣厚度：=12mm機座底凸緣厚度：=20mm地腳螺栓直徑：=18mm軸承旁連接螺栓直徑：=14mm上下機體結(jié)合處連接螺栓的直徑：=10mm軸承端蓋的螺釘直徑：=8mm窺視孔蓋的螺釘直徑：=6mm軸承旁凸臺半徑：=18mm,外

26、機壁至軸承端面的距離：=45mm，上下機體肋厚度：=7mm, =7mm軸承端蓋直徑：=82mm,=87mm, =112mm2選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。3減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣下面設(shè)有吊耳，