二展開式圓柱斜齒輪減速器方案說明書

1、目錄< 一）電動機的選擇 21、選擇電動機的類型 22、確定電動機的轉(zhuǎn)速 23、選擇電動機 2<二）計算傳動裝置的總傳動比 is并分配傳動比31、計算運動裝置的總傳動比 32、分配傳動比 3<三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù) 31、各軸的轉(zhuǎn)速 32、各軸的輸入功率 43、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 4 <四）傳動零件的設(shè)計計算 51、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 5<1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù) 5 <2）按齒面接觸面強度設(shè)計 5 <3）按齒根彎曲強度設(shè)計 7 <4）幾何尺寸計算 92、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 91、選定齒輪的精度等級

2、、材料及齒數(shù) 92、按齒面接觸面強度設(shè)計 103、按齒根彎曲強度設(shè)計 124、幾何尺寸計算 13< 五）軸的設(shè)計 141、中間軸的設(shè)計 14<1）作用在齒輪上的力 14 <2）確定軸的最小直徑 15 <3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 15 <4）中間軸的校核 162、高速軸的設(shè)計 19<1）作用在齒輪上的力 19 <2> 確定軸的最小直徑 19 <3）選擇聯(lián)軸器 19 <4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 203、低速軸的設(shè)計 21<1）作用在齒輪上的力 21 <2> 確定軸的最小直徑 21 <3）選擇聯(lián)軸器 21 <4> 軸的結(jié)

3、構(gòu)設(shè) 21< 六）軸承壽命的校核 231、中間軸承的校核 23 <1）軸承所受的軸向力和徑向力 23 <2）求軸承的當(dāng)量動載荷 23 <3）驗算軸承壽命 24（七 > 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計 24 1減速器箱體結(jié)構(gòu)表24 2、箱體附件的設(shè)計25<一）電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。1）選擇電極的容量工作及輸入功率Pw=2.95KW從電動機到工作機之間的總效率為分別為_242n= n n n n式 中n、n、n、n分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由相關(guān)手冊取ni=0.99, n=°.98

4、, n=0.97, n=0.95，則n 刀=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以電機所需功率為Pd二錯誤！=錯誤!=3.651KWiH =840,而工作機的轉(zhuǎn)速2、確定電動機的轉(zhuǎn)速由相關(guān)手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍0符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min 四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min 的電動機。3、選擇電動機根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，有相關(guān)手冊選定電動機型號Y132M1-6。其性能

5、如下表:電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速nn/<r/min啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩電動機的主要安裝尺寸mm型號HABCDEISIGKb3ahAABBFAL1Y132M1-613221617889388010 x833122802101353156023818515Y132M1-69602.02.0二）計算傳動裝置的總傳動比is并分配傳動比1、計算運動裝置的總傳動比總傳動比i為3式中為工作機輸入轉(zhuǎn)速2、分配傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取亠一，故高速級的傳動比為：_ 一二 廈低速級的傳動比為:三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速川軸卷筒軸2、各軸的輸入功

6、率I 軸=丨|=3.651KWx 0.99=3.614KWn 軸l.l =3.614KWx 0.98 x 0.97=3.435KW川軸耳=_ =3.435KWx 0.98 x 0.97=3.265KW卷筒軸-| -二 J =3.265KWx 0.99 x 0.98=3.168KW3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩 E為I 軸=叵 D =36320 亠 0.99=35.957n軸兇=勺因兇 到=35.957 74.151 刃 0.98 21 0.97=141.884川軸= T 二-I = 141.8842.965 匸 0.98 0.97=399.904 亠 4卷筒軸 =丄 _=399.904 亠

7、 0.990.98=387.987將上述結(jié)果匯總于下表，以備查用。軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/(>轉(zhuǎn)速 n/(r/mi n>傳動比i效率21電機軸3.6513632096010.99I軸3.6143595709604.1510.951n軸3.435231.272.9650.951川軸3.2657810.970卷筒軸3.16878四）傳動零件的設(shè)計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角.工I ，齒頂高系數(shù)I ，頂隙系數(shù)I1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1 ）選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1）運輸機為一般工作機器，轉(zhuǎn)速不高，故選用 8級精度2） 材料選

8、擇。由機械設(shè)計第八版表10-1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，二者硬度差為40HBS。4.15 仁99.624,3）選小齒輪齒數(shù) Z1=24大齒輪齒數(shù)Z2=Z1=24xZ2=97.,則齒數(shù)比可滿足要求。4）選取螺旋角，初選螺旋角一:2 ）按齒面接觸面強度設(shè)計確定公式內(nèi)的各計算值1）試選 2）計算小齒輪傳遞的扭矩9550000 >3.614/960=3.595x1043） 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.04） 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)'189.8 5）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)Zh=2.433.6）由圖

9、10-26 查得 ，I ，貝UI 1.62.7） 由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限L_' =600MPa ;齒輪的接觸疲勞強度 極限*丨=550MPa。8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。:=60x960x1（2x8x365x5=1.682x10 9Lrl =1.682x10 9/4.042=4.16x10 89由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) I =0.91 ;L1' =0.9410）計算解除疲勞許用應(yīng)力取失效率為1%,安全系數(shù)s=1）=0.91x600MPa=546MPa=0.94x550MPa=517MPa2 ）設(shè)計計算1計算小齒輪分度圓直徑時代入口中較小值=

10、39.512 立2）計算圓周速度=3.14 x 39.512 x 960 /60 x 1000 m=1.9853計算齒寬b及模數(shù):=1.0 x 39.512 立 =39.512一 =1.597 I 丁4計算齒寬齒高比.=2.25 x 1.597=3.5935計算縱向重合度6計算載荷系數(shù)z |=10.997=0.318 x 1.0 x 24 x tan 14° =1.903由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.00。根據(jù)v=1.985m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)回=1.15 ；由表10-3查得 g I =1.2由表10-4利用插值法查得廠=1.4498由圖10-13查得

11、 F =1.38。故載荷系數(shù)=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.07按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得一 =44.500 亠 I8計算法面模數(shù)=1.799 -3）按齒根彎曲強度設(shè)計1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.9042由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限jT =500MPsb大齒輪的彎曲疲勞強度極限l- =380MPa3） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)冋=0.91，.討=0.95。4）計算完全疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=257.8575根據(jù)縱向重合度 _） =1.

12、903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886計算當(dāng)量齒數(shù)=26.272=106.1847）查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得=2.592， I | =2.1758）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得I =1.596，=1.7959 ）計算大小齒輪的日|并加以比較。=0.01273=0.01514大齒輪的數(shù)值大。2 ）設(shè)計計算=1.198因為設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取也=1.5 Q ,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑Z） =44.5 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是取 =29，則 丨=4.042 x 29=11

13、7<4）幾何尺寸計算<1）計算中心距將中心距圓整為113 I性I<2）按圓整后的中心距修正螺旋角=112.852 才=14° 17' 51=28.7855因 值改變不多，故參數(shù).工I 等不必修正。<3）計算打、小齒輪的分度圓直徑=44.890=181.109 -I<4）計算齒輪寬度1=1 x 44.890=44.890 圓整后取- =45 二I ; D =50 ±12、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1選定齒輪的精度等級、材料及齒數(shù)1>選用8級精度2） 材料選擇。由機械設(shè)計第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì) >，

14、硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼 <調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。3） 選小齒輪齒數(shù) Z1=24大齒輪齒數(shù)Z2=Z1=24x2.965=71.16,Z2=72.，則齒數(shù)比k可滿足要求。4）選取螺旋角，初選螺旋角:2、按齒面接觸面強度設(shè)計1）確定公式內(nèi)的各計算值1）試選一:2）計算小齒輪傳遞的扭矩9550000X 3.435/231.27=3.595x10 4 亠3）由表10-7選取齒寬系數(shù) LI =1.04） 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù).上189.8 5）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)Zh=2.433.6） 由圖 10-26 查得 ,I，貝UI 1.6057）

15、 由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限上=600MPa ;齒輪的接觸疲勞強度極限二I =550MPa。8）由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60x231.27x1 x (2x8x365x5>=4.052x10LrJ =4.052x109/3=1.351x1089由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94; 三 =0.9610）計算解除疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1%，安全系數(shù)s=1）=0.94x600MPa=564MPa=0.96x550MPa=528MPa2）設(shè)計計算1計算小齒輪分度圓直徑時代入丄中較小值=63.1362）計算圓周速度EHJ =3.14 x 63.136 x 231

16、.27 /60 x 1000 回 m=0.764 耳3計算齒寬b及模數(shù) I:=1.0 x 63.136=63.136 -I=2.5534計算齒寬齒高比:=2.25 x 2.553 =5.744=10.9925計算縱向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan 1 4° =1.9036計算載荷系數(shù)由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)上=1.00。根據(jù)v=0.764 m/s,8 級精度，由圖10-8查得 動載系數(shù)回=1.06 ；由表10-3查得 =1.2由表10-4利用插值法查得 =1.458由圖10-13查得 =1.4。故載荷系數(shù)I =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1

17、.458=1.855=69.3458計算法面模數(shù)=2.804 I * I3、按齒根彎曲強度設(shè)計1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)I =1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.7812由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限I' 'I =500MPs。大齒輪的彎曲疲勞強度極限I-4 =380MPa3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)EI =0.93，制=0.97。4）計算完全疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=332.143 =263.286 75根據(jù)縱向重合度 I =1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886計算當(dāng)量齒數(shù)=26.272=78.

18、8177）查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得二=2.592，耳=2.2228）查取應(yīng)力校正系數(shù)9 ）計算大小齒輪的 Q 并加以比較。=0.01245=0.01493大齒輪的數(shù)值大。<2 ）設(shè)計計算=1.891因為設(shè)計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取口 =2 L，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑D =69.345 K來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是=33.642取 =34，則 I =3x34=1024、幾何尺寸計算<1）計算中心距=140.163將中心距圓整為141 _。<2）按圓整后的中心距修正螺旋角=15°

19、; 18' 14因可值改變不多，故參數(shù) 等不必修正。<3）計算打、小齒輪的分度圓直徑=70.5=211.5圓整后取 ”1 =71 二| ; I =76 i：m齒輪的主要參數(shù)咼速級低速級齒數(shù)巴2911734102中心距回112.852140.163法面模數(shù)白1.52端面模數(shù)a1.5792.553螺旋角兇14° 17' 5115 ° 18' 14法面壓力角2回回端面壓力角U20 ° 35' 1T20° 40' 27齒寬bj U50457671齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值兇11齒頂咼系數(shù)二1上J冋0.96900.9810齒頂系

20、數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值兇0.250.25當(dāng)里齒數(shù)126.272106.18426.27278.817分度圓直徑因44.89181.10970.5211.5齒頂咼01.52齒根高E）1.8752.5齒全高耳3.3754.5齒頂圓直徑2147.89184.10974.5215.5齒根圓直徑目41.14177.35965.5206.5<五）軸的設(shè)計1、中間軸的設(shè)計<1 ）作用在齒輪上的力 高速級齒輪上的力低速級齒輪上的力IS<2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取 C=135.取出=35<3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下：L2EIIIVI

21、V64,5_C37.51）查手冊取o基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307.其尺寸d xD x T=。軸承用套筒35 二I x80 二I X22.75 a。故定位。2）??；。齒輪用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07-0.1>=3。軸環(huán)寬度b仝1.4h=6.左端齒輪寬度Bi=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取 丨=74 ，同樣由B 2=45 一 取 =43。3）齒輪端面距機體內(nèi)壁的距離 28凹 取厶2=10 3，滾動軸承與內(nèi)壁應(yīng)有段距離s=4上4）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面bxh=12 l x8 鍵

22、長L=63，鍵槽距軸肩距離為5 l，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為*，同樣按Li選用平鍵b x h xL=12 x8 x36 ，鍵槽距軸肩距離為 3 。齒輪與軸配合為。5）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6,軸環(huán)兩側(cè)倒圓角 R=4，其余倒圓角R=2<4）中間軸的校核為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級上小齒輪用 右旋，大齒輪用左旋。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，做出軸的計算簡圖水平方向:2.26N鉛垂方向：將各力移到軸心，產(chǎn)生附加彎矩.” I1260N=38800 241001N=-=600.5N-1519N-<-126

23、0N)=314.5NB截面的彎矩C截面的彎矩由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險截面。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：危險截面）因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力進(jìn)行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面。 為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 a=0.6。B截面的總彎矩軸的計算應(yīng)力：=25.04前面已選定軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得I ，故安全。2、高速軸的設(shè)計<1）作用在齒輪上的力LJ<2>確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取 C=135.該段軸上有一鍵槽，將計算值加大3%,二 應(yīng)為18.32<3）選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動裝置的工作條件擬用 H

24、L型彈性柱銷聯(lián)軸器。計算轉(zhuǎn)矩為式中：T聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩K工情況系數(shù)，查有關(guān)教科書得：工作機為帶式運輸機時K=1.251.5.該處取K=1.5.由手冊HL型聯(lián)軸器中HL1型聯(lián)軸器就能滿足傳動轉(zhuǎn)矩的要求<Tn=160N m>TC。但其軸孔直徑范圍為d=（1222>mm,滿足不了電動 機周徑<d=38）的要求，最后選擇HL3型聯(lián)軸器 <Tn=630N - m,n=5000 r/min>n ）.其軸孔直徑 d=（3042>mm可滿足電動機的軸徑要求。半聯(lián)軸器長度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔轂長度_1。最后確定減速器高速軸軸伸處的直<4）軸

25、的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,i-ii軸段右端需制出一軸肩，故 ii-iii 段左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40凹II段的長度應(yīng)比Li短一些，現(xiàn)取二-1。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，I-2）初步選擇軸承。參照工作要求并根據(jù)因軸承徑向力和軸向力的作用由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其，故'，齒輪端面到內(nèi)3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離壁的距離亠_。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián) 軸器的距離為30mm.所以 一 x4）軸承用軸肩定位，取軸肩高

26、度為3 ，則 ）.至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按M查得平鍵截面bxh=8左x7左鍵長L=70為，鍵槽距軸肩距離為 56>確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6，定位軸承的軸肩倒圓角 R=2，其余倒圓角R=13、低速軸的設(shè)計<1）作用在齒輪上的力<2>確定軸的最小直徑IS因傳遞的功率不大，并對重量及機構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=112.<3）選擇聯(lián)軸器取K=1.3 由出=38.9聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，由丨=38.9查表選取LH3型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑di=4

27、0左,軸孔長度Li=84<4>軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的裝配方案如下1）'為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，VII-VHI軸段左端需制出一軸肩，故VI-VII 段的直徑.Q 。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50回。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，VII-VHI段的長度應(yīng)比1!短一些，現(xiàn)取II。2）初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)1 ,由手冊查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其II，故丨3） 軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離亠_。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承

28、添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm.所以丨4） 取 亠。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度 h=（0.07-0.1> 耳 =5。軸環(huán)寬度b仝1.4h=10.左端用套筒定位，齒輪寬度 B2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III 段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取 I “ =69，至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5）聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按:查得平鍵截面b xh=12 x8 鍵長L=70 ,鍵槽距軸肩距離為 56）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6，軸環(huán)左側(cè)倒圓角 R=5 Q，軸環(huán)右側(cè)倒圓角 R=4 Q ，定位軸承的軸肩倒圓角R=4，其余倒圓角R=2<六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。<1 ）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力:2589.5 廠354.92>求出軸承所受的軸向力:派生軸向力卜；T，由軸承代號30307查表得Y=1.9，e=0.35外加軸向載荷I 1101.56N-407.44N=694.12N, 因I ，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松。于是<2）求軸承的當(dāng)量