電動機驅(qū)動帶式運輸減速器設計與減速器加工工藝畢業(yè)設計

1、前言2第1章 減速機齒輪的設計31.1 減速機高速級齒輪的設計31.1.1 要求分析31.1.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力31.2 減速機低速級傳動齒輪的設計101.2.1 要求分析101.2.2 選擇齒輪的材料、熱處理方式及疲勞極限應力10第2章 軸的設計162.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器162.2 軸的結(jié)構(gòu)設計172.3 軸的受力分析172.4 軸的強度校核18第3章 電機的選擇21第4章 箱體的設計224.1 結(jié)構(gòu)和尺寸224.2 箱體內(nèi)壁線的確定244.2.1 圓柱齒輪減速器244.2.2 輸油溝的確定244.2.4 箱體結(jié)構(gòu)設計還應考慮的幾個問題254.2.5 減

2、速箱的附件26第5章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核285.1 鍵的選擇與校核285.2 軸承的選擇與校核295.2.1 軸承的選擇295.2.2 軸承壽命的計算295.3 帶傳動的選擇與校核30結(jié) 論33主要參考文獻34前言減速器是電機和皮帶機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作需要。本次設計的減速器為二級圓柱齒輪減速器，速比為16，傳遞功率為3.8Kw。高速級齒輪為一對模數(shù)mn=2.5mm、螺旋角=1332的斜齒輪，低速級齒輪為一對模數(shù)m=4mm的直齒輪。電機與減速器的傳動為三角帶傳動，選用A型三角帶，帶輪為4槽結(jié)構(gòu)，帶傳動速比為1.54。電機為Y系列電機，功率4KW

3、，同步轉(zhuǎn)速1500rpm。本設計對減速器齒輪、軸等零件進行了強度校核，對軸承進行了壽命計算，均能滿足設計要求。對箱體進行了設計，在滿足使用要求的前提下，力求結(jié)構(gòu)簡單，易于加工，節(jié)約材料。 關鍵詞：減速器；齒輪；電機；箱體；強度校核第1章 減速機齒輪的設計1.1 減速機高速級齒輪的設計1.1.1 要求分析（1）使用條件分析傳遞功率：P1=3.8 KW；減速機輸入軸轉(zhuǎn)速：n1=960 rpm；電機與減速機傳動方式：V形帶傳動；齒數(shù)比u=4；轉(zhuǎn)矩：T=9.55106 =9.55106 =37802 Nmm圓周速度：估計v N，取zN1=1；由圖23.2-19查zN2=1.05潤滑油膜影響系數(shù)zLVR

4、:v=2.714 m/s 選90#中極壓工業(yè)齒輪油，50=90 mm2/s 由圖23.2-20查zLVR =0.83工作硬化系數(shù)zW:因小齒輪齒面未硬化，取zW=1按接觸強度計算的尺寸系數(shù)zX:由圖23.2-23查zX =1則：SH1= SH2= =由式23.2-19知，SHmin=1，SH1，2 SHmin 故安全（4）校核齒根彎曲強度由表23.2-22，F(xiàn)=彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KF=KH=1.49，KF=KH=1.5復合齒形系數(shù)YFS：由zv1=22.8，zv2=91.3圖23.2-24查得，YFS1=4.3，YFS2=3.94彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)Y：按v=1.65，=

5、1332 ，圖23.2-28得，Y=0.64 則：F1=F2=F1計算安全系數(shù)SF：由表23.2-22 ， SF=壽命系數(shù)YN：對調(diào)質(zhì)鋼，由圖23.2-30查得彎曲疲勞應力的循環(huán)基數(shù)N=3106因N1=1.728109 N N2=4.32108 N ，取YN1=YN2=1相對齒根圓角敏感系數(shù)YrelT：圖23.2-24，qs11.5，qs21.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT：表23.2-45，齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系數(shù)YX：圖23.2-31，由mn=2.5得，YX=1則：S

6、F1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要幾何尺寸mn=2.5mm mt=2.5715mm z1=21 z2=84 =1332 d1=z1mt=212.5715=54.002mmd2=z2mt=842.5715=216.006mmda1=d1+2ha=54.002+22.5=59.002mmda2=d2+2ha=216.006+22.5=221.006mma=(d1+d2)/2=135.004b2=aa=0.4135=54mmb1=60mm1.2 減速機低速級傳動齒輪的設計1.2.1 要求分析（1）使用條件分析傳遞功率：P1=3.

7、8 KW；主動齒輪轉(zhuǎn)速：n1=240 rpm；齒數(shù)比u=4；轉(zhuǎn)矩：T=9.55106 =9.55106 =151208 Nmm=151.208 Nm圓周速度：估計v SHmin 故安全（4）校核齒根彎曲強度由表23.2-22，F(xiàn)=彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：KF=KH=1.53，KF=KH=1.2復合齒形系數(shù)YFS：由zv1=21，zv2=84，圖23.2-24查得，YFS1=4.35，YFS2=3.94彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)Y：按v=1.66，=0 ，圖23.2-28得，Y=0.72 則：F1=F2=F1計算安全系數(shù)SF：由表23.2-22 ， SF=壽命系數(shù)YN：對調(diào)質(zhì)鋼，由圖2

8、3.2-30查得彎曲疲勞應力的循環(huán)基數(shù)N=3106因N1=4.32108 N N2=1.08108 N ，取YN1=YN2=1相對齒根圓角敏感系數(shù)YrelT：圖23.2-24，qs11.5，qs21.5由表23.2-30得，YrelT= YrelT=1相對齒根表面狀況系數(shù)YRrelT：根據(jù)表23.2-45，齒面粗糙度Ra1=Ra2=1.6 由式23.2-24得，YRrelT= YRrelT=1尺寸系數(shù)YX：圖23.2-31，由m=4得，YX=1則，SF1=SF2=由式23.2-20 ，SFmin=1.4 SF1，SF2均大于SFmin 故安全。（5）主要幾何尺寸m=4mm z1=21 z2=8

9、4 d1=z1m=214=84mmd2=z2m=844=336mmda1=d1+2ha=84+24=92mmda2=d2+2ha=336+24=344mma=(d1+d2)/2=210 mmb2=aa=0.4210=84mmb1=90mm第2章 軸的設計2.1 按軸的扭矩初選軸徑和聯(lián)軸器軸的材料：45軸的轉(zhuǎn)速：60rpm軸所傳遞的功率：3.8KW軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩：T=9.55106 =9.55106 =604833 Nmm=604.833 Nm軸上裝有齒輪，軸端裝有聯(lián)軸器，需開鍵槽。由表26.1-1查，b=650 Mpa （抗拉強度）s=360 Mpa （屈服強度）-1=270 Mpa（彎曲疲勞

10、極限）-1=155Mpa（扭轉(zhuǎn)疲勞極限）E=2.15105MPa表26.3-1選公式初步估算軸徑：dmin=A (由表26.3-2選A=118-107，取A=115)裝聯(lián)軸器、齒輪的軸開有鍵槽，軸徑增加3-5%，取軸端直徑為48mm。選聯(lián)軸器，考慮動載荷及過載，取聯(lián)軸器工作情況系數(shù)K=1.5。聯(lián)軸器工作轉(zhuǎn)矩：Tc=KT=1.5604.833=907250 Nmm=907.25 Nm根據(jù)工作要求選聯(lián)軸器，由d=48mm,Tc選聯(lián)軸器型號：HL4 柱銷聯(lián)軸器，允許最大轉(zhuǎn)矩TP=1600Nm2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸的受力，選取6000型滾動軸承，為便于軸承裝配，取裝軸承處直徑d1=55mm，d2=

11、60mm。初選6311型軸承，軸承規(guī)格為5512029，軸環(huán)寬為15mm。齒輪周向固定為平鍵，軸向固定為軸環(huán)和軸套，軸承的固定靠軸套、軸肩、軸承蓋固定，聯(lián)軸器靠軸肩固定。2.3 軸的受力分析軸傳遞的轉(zhuǎn)矩：T1=9.55106 =604833 Nmm=604 Nm齒輪所受的圓周力：Ft=軸的彎矩、扭矩。齒輪所受的徑向力：Fr=Ft (n=20)齒輪所受的軸向力：Fx=Fttan0=0聯(lián)軸器由于制造、安裝誤差所產(chǎn)生的附加圓周力：F0=0.3求支反力：水平面內(nèi)：MA=0，RBZ（a+b）-Fra=0RBZ=RZ=0，RAZ=Fr-RBZ，則RAZ=1309-444=865N在垂直面內(nèi)：MA=0，RB

12、Y（a+b）-Fta=0 RBY=RAY=Ft-RBY=3595-1220=2375NF0作用在A、B點的支反力：MB=0，RA0（a+b）-F0c=0RA0=RB0=RA0+F0=1275+2684=3959N則，齒輪的作用力在水平面內(nèi)的彎矩：MDZ=63Nm齒輪的作用力在垂直面內(nèi)的彎矩：MDy=173Nm齒輪的作用力的合成彎矩：M D=F0作用的彎矩：MD0=281NmMD0的作用平面不定，但當其與上述合成彎矩共面時是最危險的，此時 ，MD= M D+ MD0=184+281=465 Nm軸所受的轉(zhuǎn)矩為：T1=604 Nm2.4 軸的強度校核a 確定危險截面根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎、扭矩圖，截

13、面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的應力集中；E處也較大，直徑較小，有圓角引起的應力集中；D處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，屬危險截面，故對D截面進行強度校核。b 安全系數(shù)校核計算減速機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起的為對稱循環(huán)的彎應力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。彎曲應力幅為：a= W抗彎斷面系數(shù)，由表26.3-16，W=18.310-6m3由于是對稱循環(huán)彎曲應力，平均應力m=0由式26.3-2，S=-145#鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，由表26.1-1，-1=270MPa K正應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，K=1.5 表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，=0.92 尺寸系數(shù)，表26.

14、3-11 ，=0.81剪應力幅m=WP抗扭斷面系數(shù)，表26.3-16，WP=39.510-6m3由式26.3-3，S-145#鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由表26.1-1，-1=155MPa K剪應力有效應力集中系數(shù)，表26.3-5，K=1.63（按鍵槽） K=1.89（按配合），取：K=1.89 表面質(zhì)量系數(shù)，表26.3-8，=0.92 尺寸系數(shù)，表26.3-11 ，=0.81 平均應力折算系數(shù)，表26.3-13，=0.21D面的安全系數(shù)：式26.3-1，S=由表26.3-4，S=1.3-1.5，SS，截面D是安全的。軸的布置參考圖 ：第3章 電機的選擇減速機輸入軸轉(zhuǎn)速：n1=960 rpm；傳遞功率：

15、P1=3.8 KW；電機與減速機傳動方式：V形帶傳動；減速機速比：i=16，兩級傳動，齒數(shù)比u=4；減速機輸入軸轉(zhuǎn)矩：T=9.55106 =9.55106 =37802 Nmm圓周速度：估計v 4m/s。屬中速、中載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。由以上條件可選擇電機：Y112M-4 4KW 1500rpm 380v。第4章 箱體的設計4.1 結(jié)構(gòu)和尺寸箱體是減速機中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件，保證傳動零件的正確相對位置并承受載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱，具有潤滑和密封內(nèi)零件的作用。為保證具有足夠的強度和剛度，箱體要有一定的壁厚，并在軸承孔處設置加強筋。加強肋做在箱體外

16、的稱為外肋，由于其鑄造工藝性好，故應用較廣泛。加強肋做在箱體內(nèi)的稱為內(nèi)肋，內(nèi)肋剛度大，不影響外形的美觀，但它阻礙潤滑油的流動而增加損耗，且鑄造工藝也比較復雜，所以應用較少。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體大多做成剖分式，由箱座和箱蓋組成，取軸的中心線所在平面為剖分面，箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，用圓錐銷定位。在大型的立式圓柱齒輪減速箱中，為了便于制造和安裝，也有采用兩個剖分面的。對于小型的蝸桿減速箱，可用整體式箱體。整體式箱體結(jié)構(gòu)緊湊，重量較輕，易于保證軸承與軸承孔的配合要求，但裝拆和調(diào)整不如剖分式箱體方便。箱體的材料，毛坯種類與減速器的應用場合及生產(chǎn)數(shù)量有關。鑄造箱體通常采用灰鑄鐵鑄造。當

17、需要承受振動和沖擊載荷時，可用鑄鋼或高強度鑄鐵鑄造。鑄造箱體的剛性較好，外形美觀，易于切削加工，能吸收振動和消除噪聲，但重量較大，適合于成批生產(chǎn)。對于單件或小批生產(chǎn)的箱體，可采用鋼板焊接而成。這種箱體箱壁薄，重量輕，材料省，生產(chǎn)周期短，但要求制造成本較高。此外，為了便于加工和檢測，同一軸線軸承孔的直徑通常都相等，且使同側(cè)各軸承座的外端面處于同一平面。為了減少加工面積，箱體與其它零件、部件的接合處一般都做成凸臺或沉頭座。4.2 箱體內(nèi)壁線的確定本階段的設計內(nèi)容，主要是初繪減速器的俯視圖和部分主視圖。4.2.1 圓柱齒輪減速器先畫出傳動零件的中心線，然后畫齒輪的輪廓。為了保證兩齒輪的嚙合寬度和降低

18、安裝精度的要求，通常小齒輪比大齒輪寬5-10mm。其他詳細結(jié)構(gòu)可暫時不畫出。雙級圓柱齒輪減速器可以從中間軸開始，中間軸上的兩齒輪端面間距為8-15 mm。如中間軸上小齒輪也為軸齒輪，可將小齒輪在原本基礎上再做寬8-15mm，作為大齒輪軸向定位的軸肩。按小齒輪端面距箱體內(nèi)壁間的距離a2=(為底座壁厚，機械設計手冊（3）表25.1-2查=0.025a+58，本例a=200mm，則=10mm)的要求，畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。沿箱體寬度方向，只能先畫出距低速級大齒輪頂圓a1=1.2的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側(cè)內(nèi)壁涉及箱體結(jié)構(gòu)，暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。雙級圓柱齒輪減速器，按高速級小齒輪和中間

19、軸小齒輪面與箱體內(nèi)壁間的距離a2=的要求畫出沿箱體長度方向的兩條內(nèi)壁線。同樣，可畫出低速級大齒輪具頂圓與箱體內(nèi)壁的距離a1=1.2的一側(cè)的內(nèi)壁線。高速級小齒輪一側(cè)暫不畫出，留到畫主視圖時再畫。4.2.2 輸油溝的確定當軸承利用齒輪飛濺起來的潤滑油潤滑時，應在箱座連結(jié)凸緣上開輸油溝。輸油溝的結(jié)構(gòu)見圖。開輸油溝時還應注意，不要與連接螺栓孔相干涉。4.2.3 箱蓋，箱座凸緣及連接螺栓的布置為了防止?jié)櫥屯饴咕墤凶銐虻膶挾?。另外，還應考慮安裝連接螺栓時，要保證有足夠的扳手活動空間。在布置凸緣連接螺栓時，應盡量均勻?qū)ΨQ。為保證箱蓋與箱座接合的緊密性，螺栓的間距不要過大，對中小型減速箱不大于100-

20、200mm。布置螺栓時，與別的零件間也要留有足夠的扳手活動空間。4.2.4 箱體結(jié)構(gòu)設計還應考慮的幾個問題a、足夠的剛度箱體除有足夠的強度外，還需有足夠的剛度，若剛度不夠，會使軸和軸承在外力作用下產(chǎn)生偏斜，引起傳動零件嚙合精度下降，使減速器不能正常工作。因此，在設計箱體時，除有足夠的壁厚外，還需在軸承凸臺上下做出剛性加強肋。b、良好的箱體結(jié)構(gòu)工藝性箱體結(jié)構(gòu)工藝性，主要包括鑄造工藝性和機械加工工藝等。箱體的鑄造工藝性：設計鑄造箱體時，力求外形簡單，壁厚均勻，過渡平緩。在采用砂模鑄造時，箱體鑄造圓角半徑一般可取R=5-10mm。為使液態(tài)金屬流動通暢，壁厚應大于最小壁厚（min=8mm），還應注意鑄

21、件應有1：10-1：20的拔模斜度。箱體的機械加工工藝性：為了提高勞動生產(chǎn)率和經(jīng)濟效益，應盡量減小機械加工面。箱體上任何一處加工表面與非加工表面要分開，不使它們在同一平面上。是采用凸出還是采用凹入結(jié)構(gòu)，應視加工方法而定。軸承孔端面、窺視孔、通氣器、吊環(huán)螺釘、油塞等處均應凸起3-8mm。支承螺栓頭或螺母的支承面，一般多采用凹入結(jié)構(gòu)，即沉頭座。沉頭座锪平時，深度不限，锪平為止。箱座底面也應鑄出凹入部分，以減少加工面及保證減速器安裝在基礎上的穩(wěn)定性。為保證加工精度，縮短工時，應盡量減少加工時工件和刀具的調(diào)整次數(shù)。因此，同一軸線上的軸承孔的直徑，精度和表面粗糙度應盡量一致，以便一次鏜成。各軸承座的外端

22、面應在同一平面內(nèi)。箱座與箱蓋用螺栓聯(lián)接后，打上定位銷進行鏜孔，鏜孔時接合面處禁止放任何襯墊。4.2.5 減速箱的附件a、檢查孔 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。檢查孔設在箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。b、通氣塞減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大。為使箱體內(nèi)熱脹的空氣能自由排出，通常在箱體頂部裝設通氣塞。c、軸承蓋為固定軸系部件的軸向位置，并承受軸向負荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。本次設計采用嵌入式軸承蓋，減速器外觀平整，寬度較小。d、定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，

23、在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。本次設計采用2個8mm的圓錐定位銷。e、油面指示器為檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器。本次設計采用的是油標尺。f、放油螺塞換油時，排放油污和清洗劑，應在箱座底部、油池的最低位處開設放油孔，平時用螺塞將孔堵住。放油螺塞與箱座接合面應回防漏用的墊圈。g、啟箱螺釘 這加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以密封膠，因而在拆卸時往往因膠接緊密而難于開蓋。為此，常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工2個螺孔，旋入啟箱用的螺釘。第5章 鍵、軸承、帶傳動的選擇與校核5.1 鍵的選擇與校核以低速軸為例，來選擇、校核鍵。根據(jù)機械設

24、計手冊（4），選擇平鍵，尺寸為1811，長度為70mm 。鍵的校核：由于平鍵連接用于傳遞扭矩，鍵的側(cè)面受擠壓，故根據(jù)鍵的受力情況，按擠壓強度進行校核。由式 jy=T大齒輪傳遞的扭矩，T=602 Nmd與齒輪配合的軸徑，d=60mml鍵的工作長度，l=70-18=52mmk鍵與輪轂的接觸高度，k=h/2=11/2=5.5mm jy鍵聯(lián)接的許用擠壓應力，查表21.3-3，對于輕微沖擊時，取 jy=100-120MPajy=滿足強度要求。5.2 軸承的選擇與校核5.2.1 軸承的選擇根據(jù)軸承的受力情況，減速機選擇軸承型號為6000型。由軸的尺寸及軸承的受力，選擇輸入軸軸承為6307；中軸軸承為630

25、8；輸出軸軸承為6311。5.2.2 軸承壽命的計算本次只選擇低速軸（三軸）進行計算：圓周力：Ft=3595N；軸向力：Fa=0；軸徑：d=55mm；轉(zhuǎn)速：n=60rpm；壽命：大于5000h；可靠性為90%。由表28.2-6，Cor=41.91KN=41910N Cr=55.06KN=55060N 極限轉(zhuǎn)速：油潤滑時，nlim=6700rpm計算軸承內(nèi)部軸向力：軸承支反力：FrA= FrB= Fa=0，Pr=Fr由式28.3-4b，PrA=FrA=3802N，PrB=FrB=5257N軸承的壽命：由式28.3-12，Lh=5.3 帶傳動的選擇與校核設計功率：Pd=KAP=1.34=5.2Kw

26、 KA工況系數(shù)，表22.1-9，KA=1.3由圖22.1-1，根據(jù)Pd，n，選A型三角帶。帶傳動的傳動比：i=小帶輪基準直徑：由表22.1-14，dd1=100mm大帶輪直徑：dd2=i dd1(1-)=1.56100(1-0.02)=153mm 滑差率，=0.01-0.02 由表22.1-14，取標準直徑dd2=160mm驗算帶速：v=帶輪的圓周速度在5-25m/s范圍內(nèi)，合適。確定中心距：0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 0.7(100+160)a02(100+160) 182a0520 取a0=480mm確定A帶基準長度：Ld0=2a0+ =2480+ =1370mm由表22.1-6，選Ld=1400 mm帶輪的實際中心距：a= a0+小帶輪包角：包角合適。單根三角帶傳遞的功率：由表22.1-13c，根據(jù)A型帶，d1=100mm，