二級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書優(yōu)秀

1、. . . . 目錄一 課程設計書 2二 設計要求 2三設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數 55. 設計V帶和帶輪 66. 齒輪的設計 87. 滾動軸承和傳動軸的設計 198. 鍵聯接設計 269. 箱體結構的設計 2710.潤滑密封設計 3011.聯軸器設計 30四設計小結 31五參考資料 32一. 課程設計書設計課題:設計一用于帶式運輸機上的二級圓柱斜齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限8年

2、(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一: 題號 參數12345運輸帶工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mm）250250250300300二. 設計要求1.減速器裝配圖一(A1)。2.UG繪制軸、齒輪零件圖各一(A3)。3.設計說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯接設計9. 箱體結構設

3、計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計1.傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.96×××0.97×0.960.759；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳

4、動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/1900×1.3/1000×0.7593.25kW, 執(zhí)行機構的曲柄轉速為n=82.76r/min，經查表按推薦的傳動比合理圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理圍為i16160，電動機轉速的可選圍為ni×n（16160）×82.761324.1613241.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定

5、電流8.8A，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1） &

6、#160;     總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/82.7617.40（2）       分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取2.3，則減速器傳動比為17.40/2.37.57根據各原則，查圖得高速級傳動比為3.24，則2.334.計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速 1440/2.3626.09r/min  626.09/3.2419

7、3.24r/min   / 193.24/2.33=82.93 r/min=82.93 r/min（2）各軸輸入功率×3.25×0.963.12kW  ×2×3.12×0.98×0.952.90kW  ×2×2.97×0.98×0.952.70kW×2×4=2.77×0.98×0.972.57kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=3.06 kW&#

8、215;0.98=2.84 kW×0.98=2.65kW×0.98=2.52 kW（3） 各軸輸入轉矩=××N·m電動機軸的輸出轉矩=9550=9550×3.25/1440=21.55 N·所以: ××=21.55×2.3×0.96=47.58 N·m×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m×××=143.53×2.33×0.9

9、8×0.95=311.35N·m=××=311.35×0.95×0.97=286.91 N·m輸出轉矩：×0.98=46.63 N·m×0.98=140.66 N·m×0.98=305.12N·m×0.98=281.17 N·m運動和動力參數結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.2

10、43軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.936.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理與精度考慮此減速器的功率與現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）       齒輪材料與熱處理  材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=i×Z=3.24×24=77.76 取Z=78. 齒輪精度按GB/T10095199

11、8，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數 Z=2.433 由課本圖10-26 則由課本公式10-13計算應力值環(huán)數N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN= =4.45×10h #(3.25為齒數比,即3.25=)查課本 10-19圖得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得:=0.93×550=511.5=0

12、.96×450=432 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數計算齒寬b b=49.53mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 = =11.01計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本由表10-8得動載系數K=1.07,查課本由表10-4

13、得K的計算公式:K=+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數:KK K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53×=51.73計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式各計算數值 小齒輪傳遞的轉矩48.6kN·m   確定齒數z因為是硬齒面，故取z

14、24，zi z3.24×2477.76傳動比誤差  iuz/ z78/243.25i0.0325，允許      計算當量齒數zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos78/ cos1485.43       初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角14    

15、60;  載荷系數KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數Y和應力校正系數Y查課本由表10-5得:齒形系數Y2.592 Y2.211  應力校正系數Y1.596  Y1.774       重合度系數Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/78）×cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/

16、cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數為Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系數Y 軸向重合度1.825,Y10.78       計算大小齒輪的 安全系數由表查得S1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應力循環(huán)次數N2N1/u6

17、.255×10/3.241.9305×10查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4=大齒輪的數值大.選用. 設計計算 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準

18、模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數.于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.24×25=81  幾何尺寸計算計算中心距 a=109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=51.53d=166.97計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33

19、5;30=69.9 圓整取z=70. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式的各計算數值試選K=1.6查課本由圖10-30選取區(qū)域系數Z=2.45試選,查課本由圖10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應力循環(huán)次數N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10N=1.91×10由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K=0.94 K= 0.97 查課本由圖10-21

20、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取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98×550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數Z=189.8MP選取齒寬系數T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10N.m =65.712. 計算圓周速度0.6653. 計算齒寬b=d=1×65.71=65.714. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621 =65.71

21、/5.4621=12.035. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系數K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d=d=65.71×計算模數3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式各計算數值（1）    

22、60;  計算小齒輪傳遞的轉矩143.3kN·m（2）       確定齒數z因為是硬齒面，故取z30，zi ×z2.33×3069.9傳動比誤差  iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允許（3）       初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得1（4）      初選螺旋角  初定螺旋角12（5）  

23、    載荷系數KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當量齒數      zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos70/ cos1274.797由課本表10-5查得齒形系數Y和應力修正系數Y（7）       螺旋角系數Y 軸向重合度2.03Y10.797（8）     

24、0; 計算大小齒輪的查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較                 大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲

25、勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數.z=27.77 取z=30z=2.33×30=69.9 取z=70    初算主要尺寸計算中心距 a=102.234將中心距圓整為103修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正   分度圓直徑 d=61.34d=143.12計算齒輪寬度圓整后取 低速級大齒輪如上圖：V帶齒輪各設計參數附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.33 2. 各軸轉速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.

26、2482.9382.933. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.12 2.902.702.574. 各軸輸入轉矩 T(kN·m)(kN·m)(kN·m) (kN·m)47.58143.53311.35286.91 5. 帶輪主要參數小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶的根數z9022447114005 7.傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計. 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=2.70KW =82.93r/min=311.35Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑

27、為=143.21而 F= F= F F= Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N圓周力F，徑向力F與軸向力F的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號查課本,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直

28、徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C2. 從動

29、軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器與軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確

30、定滾動軸承位置時,應距箱體壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.傳動軸總體設計結構圖: (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用

31、。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可. 截面左側?？箯澫禂?W=0.1=0.1=12500抗扭系數 =0.2=0.2=25000截面的右側的彎矩M為 截面上的扭矩為 =311.35截面上的彎曲應力截面上的

32、扭轉應力=軸的材料為45鋼。調質處理。由課本表15-1查得：因經插入后得2.0 =1.31軸性系數為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數 W=0.1=0.1=12500抗扭系數 =0.2=0.2=25000截面左側的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力=K=K=所以綜合系數為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數 取0.1 取0.05安全系數S=25.13S13.71S=1.5

33、 所以它是安全的8.鍵的設計和計算選擇鍵聯接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據 d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-19799.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的