《二級斜齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級斜齒圓柱齒輪減速器（20頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計（論文）說明書 題 目：二級斜齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 二零一二年五月一日 目 錄 第一部分 課程設計任務書-------------------------------3 第二部分 傳動裝置總體設計方案--------

2、-----------------3 第三部分 電動機的選擇--------------------------------4 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-----------------7 第五部分 齒輪的設計----------------------------------8 第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計---------------17 第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-----------------------20 第八部分 減速器及其附件的設計-------------------------22 第九部分 潤滑與密封------------

3、----------------------24 設計小結--------------------------------------------25 參考文獻--------------------------------------------25 第一部分 課程設計任務書 一、設計課題： 設計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.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0.97(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流

4、,電壓380/220V。 二. 設計要求: 1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。 2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。 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(shù) 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(lián)接設計 9. 箱體結構設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 第二部分 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

5、。 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）。 計算傳動裝置的總效率ha: ha=h1h23h32h4h5=0.960.9830.9720.990.97=0.82 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。 第三部分 電動機

6、的選擇 1 電動機的選擇 皮帶速度v: v=1.15m/s 工作機的功率pw: pw= 8.15 KW 電動機所需工作功率為: pd= 9.94 KW 執(zhí)行機構的曲柄轉速為: n = 55.6 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=2~4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=8~40，則總傳動比合理范圍為ia=16~160，電動機轉速的可選范圍為nd = ian = (16160)55.6 = 889.6~8896r/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Y160M-4的三相異步電動機，額定

7、功率為11KW,滿載轉速nm=1460r/min，同步轉速1500r/min。 2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）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: ia=nm/n=1460/55.6=26.3 （2）分配傳動裝置傳動比: ia=i0i 式中i0,i1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i0=2.5，則減速器傳動比為: i=ia/i0=26.3/2.5=10.5 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為: i12 = 則低速級的傳動比為: i23 = 2.74

8、 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速: nI = nm/i0 = 1460/2.5 = 584 r/min nII = nI/i12 = 584/3.83 = 152.5 r/min nIII = nII/i23 = 152.5/2.74 = 55.7 r/min nIV = nIII = 55.7 r/min （2)各軸輸入功率: PI = Pdh1 = 9.940.96 = 9.54 KW PII = PIh2h3 = 9.540.980.97 = 9.07 KW PIII = PIIh2h3 = 9.070.980.97 = 8.62 KW

9、 PIV = PIIIh2h4 = 8.620.980.99 = 8.36 KW 則各軸的輸出功率： PI = PI0.98 = 9.35 KW PII = PII0.98 = 8.89 KW PIII = PIII0.98 = 8.45 KW PIV = PIV0.98 = 8.19 KW (3)各軸輸入轉矩: TI = Tdi0h1 電動機軸的輸出轉矩: Td = = 65 Nm 所以： TI = Tdi0h1 = 652.50.96 = 156 Nm TII = TIi12h2h3 = 1563.830.980.97 = 568 Nm

10、 TIII = TIIi23h2h3 = 5682.740.980.97 = 1479.4 Nm TIV = TIIIh2h4 = 1479.40.980.99 = 1435.3 Nm 輸出轉矩為： TI = TI0.98 = 152.9 Nm TII = TII0.98 = 556.6 Nm TIII = TIII0.98 = 1449.8 Nm TIV = TIV0.98 = 1406.6 Nm 第五部分 V帶的設計 1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc: Pc = KAPd = 1.19.94 = 10.93 KW 根據(jù)手冊查得知

11、其交點在B型交界線范圍內，故選用B型V帶。 2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則： d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5140(1-0.02) = 343 mm 由手冊選取d2 = 335 mm。 帶速驗算： V = nmd1π/(601000) = 1460140π/(601000) = 10.7 m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適。 3 確定帶長和中心距a 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 0.7(140+335)≤a0≤2(140+335)

12、332.5≤a0≤950 初定中心距a0 = 641.25 mm，則帶長為: L0 = 2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0) = 2641.25+π(140+335)/2+(335-140)2/(4641.25)=2043 mm 由表9-3選用Ld = 2000 mm，確定實際中心距為： a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm 4 驗算小帶輪上的包角a1: a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a = 1800-(335-140)57.30/619.75 = 16

13、20>1200 5 確定帶的根數(shù)： Z = Pc/((P0+DP0)KLKa) = 10.93/((2.83+0.46)0.980.96) = 3.53 故要取Z = 4根A型V帶。 6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有： F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2 = 50010.93(2.5/0.96-1)/(410.7)+0.1010.72 = 216.3 N 作用在軸上的壓力： FQ = 2ZF0sin(a1/2) = 24216.3sin(162/2) = 1708.9 N 第六部分 齒輪的設計 （一） 高速級

14、齒輪傳動的設計計算 1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z1 = 21，則： Z2 = i12Z1 = 3.8321 = 80.43 ?。篫2 = 80 2） 初選螺旋角:b = 150。 2 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(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T

15、1 = 156 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.42 6) 由式8-3得： ea = [1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosb = [1.88-3.2(1/21+1/80)]cos150 = 1.63 7) 由式8-4得： eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318121tan150 = 1.79 8) 由式8-19得: Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得：

16、 Zb = = = 0.98 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 6058411030028 = 1.68109 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 1.68109/3.83 = 4.39108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.9 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得

17、: [sH]1 = = 0.88650 = 572 MPa [sH]2 = = 0.9530 = 477 MPa 許用接觸應力: [sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa 3 設計計算: 小齒輪的分度圓直徑:d1t: = = 77.4 mm 4 修正計算結果： 1) 確定模數(shù)： mn = = = 3.56 mm 取為標準值:3 mm。 2) 中心距： a = = = 156.8 mm 3) 螺旋角： b = arccos = arccos = 14.90

18、 4) 計算齒輪參數(shù)： d1 = = = 65 mm d2 = = = 248 mm b = φdd1 = 65 mm b圓整為整數(shù)為：b = 65 mm。 5) 計算圓周速度v: v = = = 1.99 m/s 由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 5 校核齒根彎曲疲勞強度： (1) 確定公式內各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)： ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos314.90 = 23.3 ZV2 = Z2/cos3b = 80/cos314.90 = 88.6 2) eaV = [1.88-3.2(1/ZV1+1/

19、ZV2)]cosb = [1.88-3.2(1/23.3+1/88.6)]cos14.90 = 1.649 3) 由式8-25得重合度系數(shù)： Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.78查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.87 5) = = 3.08 前已求得:KHa = 1.73<3.08，故?。篕Fa = 1.73 6) = = = 9.63 且前已求得:KHb = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11

20、.731.34 = 2.55 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)： 齒形系數(shù):YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.23 應力校正系數(shù):YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.79 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 1.68109 大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 4.39108 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為： KFN1 = 0.84 KFN2

21、= 0.85 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得： [sF]1 = = = 323.1 [sF]2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01606 大齒輪數(shù)值大選用。 (2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度： mn≥ = = 2.43 mm 2.43≤3所以強度足夠。 (3) 各齒輪參數(shù)如下： 大小齒輪分度圓直徑： d1 = 65 mm d2 = 248 mm b = ydd1 = 65 mm b圓整為整數(shù)為：b = 65 mm 圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 70 mm b

22、2 = 65 mm 中心距：a = 156.5 mm，模數(shù)：m = 3 mm （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。 1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數(shù)：Z3 = 24，則： Z4 = i23Z3 = 2.7424 = 65.76 取：Z4 = 66 2） 初選螺旋角:b = 130。 2 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按

23、齒面接觸強度設計： 確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 2.5 2) T2 = 568 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.45 6) 由式8-3得： ea = [1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)]cosb = [1.88-3.2(1/24+1/66)]cos130 = 1.63 7) 由式8-4得： eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318124tan130 = 1.76

24、 8) 由式8-19得: Ze = = = = 0.783 9) 由式8-21得： Zb = = = 0.99 10) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 650 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 計算應力循環(huán)次數(shù)： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N3 = 60nkth = 60152.511030028 = 4.39108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N4 = 60nkth = N3/u = 4.39108/2.74 = 1.6108 12) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN3 = 0.9

25、,KHN4 = 0.92 13) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]3 = = 0.9650 = 585 MPa [sH]4 = = 0.92530 = 487.6 MPa 許用接觸應力: [sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa 3 設計計算: 小齒輪的分度圓直徑:d3t: = = 121.4 mm 4 修正計算結果： 1) 確定模數(shù)： mn = = = 4.93 mm 取為標準值:4 mm。 2) 中心距： a = = =

26、 184.7 mm 3) 螺旋角： b = arccos = arccos = 130 4) 計算齒輪參數(shù)： d3 = = = 99 mm d4 = = = 271 mm b = φdd3 = 99 mm b圓整為整數(shù)為：b = 99 mm。 5) 計算圓周速度v: v = = = 0.79 m/s 由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 5 校核齒根彎曲疲勞強度： (1) 確定公式內各計算數(shù)值： 1) 當量齒數(shù)： ZV3 = Z3/cos3b = 24/cos3130 = 25.9 ZV4 = Z4/cos3b = 66

27、/cos3130 = 71.3 2) eaV = [1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)]cosb = [1.88-3.2(1/25.9+1/71.3)]cos130 = 1.668 3) 由式8-25得重合度系數(shù)： Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由圖8-26和eb = 1.76查得螺旋角系數(shù)Yb = 0.89 5) = = 3.03 前已求得:KHa = 1.72<3.03，故?。篕Fa = 1.72 6) = = = 11 且前已求得:KHb = 1.39，由圖8-

28、12查得：KFb = 1.36 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.721.36 = 2.57 8) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)： 齒形系數(shù):YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.25 應力校正系數(shù):YSa3 = 1.61 YSa4 = 1.76 9) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為： sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2： 小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N3 = 4.39108 大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N4 = 1.6108

29、 11) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為： KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.88 12) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得： [sF]3 = = = 326.9 [sF]4 = = = 257.2 = = 0.01285 = = 0.0154 大齒輪數(shù)值大選用。 (2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度： mn≥ = = 3.41 mm 3.41≤4所以強度足夠。 (3) 各齒輪參數(shù)如下： 大小齒輪分度圓直徑： d3 = 99 mm d4 = 271 mm b = ydd3 = 99 mm b圓整為整數(shù)為：b = 99 mm 圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 104 mm b4 = 99 mm 中心距：a = 185 mm，模數(shù)：m = 4 mm