二級斜齒圓柱齒輪減速器,二級,圓柱齒輪,減速器 機械設計課程設計任務書 學號　　 　 姓名　　 　 設計題號 　 設計題目:皮帶運輸機傳動裝置 機械運動簡圖: 1- 電動機 2－聯(lián)軸器 3-圓柱齒輪減速器 4-運輸帶 5－滾筒 運輸帶牽引力F（牛頓） 3800 每日工作時數(shù)t（小時） 8 運輸帶速度V（米/秒） 1.8 傳送帶工件年限（年） 15 滾筒直徑D（毫米） 320 注： 傳送帶不逆轉(zhuǎn)，工作載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度誤差為±5％。 設計工作量： 一． 繪制減速器裝配圖1張 二． 繪制減速器零件圖2張， 三． 編寫設計說明書１份 一 傳動方案分析 該方案的優(yōu)缺點： 1-電動機 2－聯(lián)軸器 3-圓柱齒輪減速器 4-運輸帶 5－滾筒 該工作機運動較平穩(wěn)，并且該工作機功率不是很大、載荷變化不大，采用二級圓柱齒輪減速器這種簡單傳動結(jié)構(gòu)，能使傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。采用閉式齒輪傳動能有效防塵，保證潤齒輪潤滑的良好。二級圓柱齒輪減速，是減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 二.原動機選擇與計算（Y系列三相交流異步電動機） 已知傳送帶工作拉力F=3800N，輸送帶轂輪轉(zhuǎn)速 V＝1.8m/s，鼓輪直徑 D=320mm=0.32m。 2.1類型：Y系列三相異步電動機； 2.2功率選擇： 工作帶所需轉(zhuǎn)速： 工作機所需輸入功率：; 電機所需功率：; 其中，為滾筒工作效率，0.96 聯(lián)軸器效率，0.99 為圓柱齒輪效率，0.97 為軸承效率，0.995 所以 ＝7.84 KW 2.3電機轉(zhuǎn)速選擇 輸送機工作轉(zhuǎn)速 電機同步轉(zhuǎn)速選：1000； 2.4電機型號確定 所以查表選電機型號為：Y160L-6 電機參數(shù)： 額定功率：11Kw 滿載轉(zhuǎn)速：＝970 三. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算 3.1 總傳動比和各級傳動比分配： 其中：為高速級傳動比，為低速級傳動比，且， ?。?； 3.2 各軸傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）高速軸：； ； ； 2） 中間軸：； ； ； 3） 低速軸：； ； ； 四 高速級齒輪傳動設計(斜齒傳動） 4.1選精度等級、材料及齒數(shù) 1為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪 小齒輪材料：45鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280 接觸疲勞強度極限MPa （由[1]P207圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20c） 大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=240 接觸疲勞強度極限 MPa （由[1]P206圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20b） 3精度等級選用7級精度 4初選小齒輪齒數(shù)24 大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 24×3.6=86取86 5初選螺旋角 4.2 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由[1]P216式10-21） 1． 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm 齒寬系數(shù) （由[1]P201表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由[1]P198表10-6） 區(qū)域系數(shù) （由[1]P215圖10-30） ， （由[1]P214圖10-26） 應力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞壽命系數(shù) （由[1]P203圖10-19） 接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù).0 ∴ 取 2． 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 =58.9mm （2）計算圓周速度 m/s （3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm b/h=10.99 ﹙4﹚計算縱向重合度 =2.0933 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) <由[1] P190表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得 ② 動載系數(shù) <由[1] P192表10-8> 根據(jù)v=1.43m/s、 7級精度 ＝1.1 ③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P194表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1.0、 mm，得 =1.42 ④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P195圖10-13> 根據(jù)b/h=10.99、 ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、 <由[1]P193表10-3> 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃樱? ∴=2.73 （6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由[1]P200式(10-10a)> mm （7） 計算模數(shù) 4.3按齒根彎曲強度設計 <由[1]P198式(10-5)> 1 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由[1]P215圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得 0.92 （3）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由[1]P202圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得 （5）計算當量齒數(shù)ZV 取27 取94 （6）查取齒型系數(shù)YFα 應力校正系數(shù)YSα <由[1]P197表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 < 所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.014269。 2 計算 =1.96mm 取2 4.4 分析對比計算結(jié)果 對比計算結(jié)果，取=2.0已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1＝70.43mm來計算應有的 取35 取126 需滿足、互質(zhì) 4.5 幾何尺寸計算 1 計算中心距阿a 將a圓整為165mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角β 3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 71.74mm 258.26mm 4計算齒寬度 B=mm 取B1=75mm，B2＝70mm 五 低速級齒輪傳動設計(斜齒傳動） 5.1選精度等級、材料及齒數(shù) 1為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪 小齒輪材料：45鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280 接觸疲勞強度極限MPa （由[1]P207圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20c） 大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=240 接觸疲勞強度極限 MPa （由[1]P206圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20b） 3精度等級選用7級精度 4初選小齒輪齒數(shù)23 大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 23×2.51=57.66取58 5初選螺旋角 5.2 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由[1]P216式10-21） 3． 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm 齒寬系數(shù) （由[1]P201表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由[1]P198表10-6） 區(qū)域系數(shù) （由[1]P215圖10-30） ， （由[1]P214圖10-26） 應力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞壽命系數(shù) （由[1]P203圖10-19） 接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù).0 ∴ 取 4． 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 =91.63mm （2）計算圓周速度 m/s （3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm b/h=10.54 ﹙4﹚計算縱向重合度 =2.093 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) <由[1] P190表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得 ② 動載系數(shù) <由[1] P192表10-8> 根據(jù)v=1.29m/s、 7級精度 ＝1.1 ③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P194表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1.0、 mm，得 =1.429 ④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P195圖10-13> 根據(jù)b/h=10.54、 ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、 <由[1]P193表10-3> 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，? ∴=2.75 （6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由[1]P200式(10-10a)> mm （7） 計算模數(shù) 5.3按齒根彎曲強度設計 <由[1]P198式(10-5)> 1 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由[1]P215圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得 0.92 （3）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由[1]P202圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得 （5）計算當量齒數(shù)ZV 取26 取63 （6）查取齒型系數(shù)YFα 應力校正系數(shù)YSα <由[1]P197表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 < 所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.013823。 2 計算 =2.99mm 取3 5.4 分析對比計算結(jié)果 對比計算結(jié)果，取=3.0已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1＝91.63mm來計算應有的 取36 取91 需滿足、互質(zhì) 5.5 幾何尺寸計算 1 計算中心距阿a 將a圓整為195mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角β 3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 110.55mm 279.45mm 4計算齒寬度 B=mm 取B1=110mm，B2＝105mm 六、軸的設計 6.1高速軸的設計 1）.已知輸入軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速n 和轉(zhuǎn)矩T 高速軸：； ； 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=108。 2） 確定軸的最小直徑 ，因此根據(jù)聯(lián)軸器選擇（后面將有計算），取 選用HL2型彈性套柱聯(lián)軸器。半聯(lián)徑d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半聯(lián)軸器長度L=55mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L＝53mm 軸配合的轂孔長度L ＝53mm 3）結(jié)構(gòu)設計 擬定軸上零件的裝配方案 采用圖示的裝配方案 4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （1）為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。 （2）設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用軸肩膀給軸承定位。選軸承7208，根據(jù)軸承孔徑，所以mm，長度略比軸承寬度短，取為mm. （3）齒輪分度圓直徑為71.74mm，齒輪寬度為110mm,,因此,mm （4）軸承由軸肩膀定位， 取,mm，。 5)校核該軸： L1=122.5 L2=183 L3=68 作用在齒輪上的圓周力為： 徑向力： 軸向力： 求垂直面的支反力： 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： 求水平面的支承力： N N 求并繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖： 求危險截面當量彎矩： 從圖可見，m-m處截面最危險，其合成彎矩為：（取折合系數(shù)） 所以該軸是安全的。 6.2 中間軸的設計： 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取C=110。 ②根據(jù)課本第230頁式14-2得：，最小軸徑段安裝軸承，在此選擇7208軸承，因此， 裝配低速級小齒輪，且取，軸長比齒寬略短取L3-2=107。 段主要是定位高速級大齒輪，所以取mm，軸長比齒寬略短取L4-5=68mm。 段軸肩定位齒輪，所以取mm，L4-5=7.5mm。 6.3低速軸的設計： 低速軸：； ； ； ⑴確定各軸段直徑 1）計算最小軸段直徑。 因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算： 考慮到該軸段上開有鍵槽，因此根據(jù)聯(lián)軸器選擇（后面將有計算），取 選用HL4型彈性套柱聯(lián)軸器，公稱直徑為1250N*m。半聯(lián)徑d=60mm,故取 d1-2=60mm,半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L ＝140mm. 2）為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。 3）設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用軸肩膀給軸承定位。選軸承7214，根據(jù)軸承孔徑，所以mm，長度略比軸承寬度短，取為mm. 4）齒輪孔徑為80mm，齒輪寬度為105mm,,因此,mm 5）軸承由軸肩膀定位， 取,mm。 6），齒輪同軸肩定位，,。 （4）．校核該軸： 求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。 作用在齒輪上的圓周力： 徑向力： 軸向力： 由減速器圖可知，可知：L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm 求水平面的支承力。 計算、繪制水平面彎矩圖。 求垂直面的支反力： 計算垂直彎矩： 合成彎矩。 扭轉(zhuǎn)切應力是脈動循環(huán)變應力，則折合系數(shù)，則 軸的計算應力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（2）表15-1查得：，因此 ，故安全。 （5）．精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面,從應力集中對軸疲勞強度的影響，截面7應力集中最嚴重，因此需校核截面7兩側(cè) 校核危險截面左側(cè)： 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎矩及彎曲應力： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（2）表15-1查得： ，， 應力集中系數(shù)：，，查附表3-2得：， 由附表3-1得軸的敏性系數(shù)為： ， 故有效應力集中系數(shù)： 由附圖3-2得尺寸系數(shù)： 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 查附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理，則： 綜合系數(shù)值： 3 8 碳鋼的特性系數(shù)： ，取：5 ，?。? 則計算安全系數(shù)，得： 軸左截面安全 3．校核危險截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎矩及彎曲應力： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應力： 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取 ，于是得： ， 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 故得綜合系數(shù)為： 所以軸在危險截面右側(cè)的安全系數(shù)為： 故該軸在危險截面的右側(cè)的強度也是足夠的。 七、軸承的校核 7.1 低速軸軸承校核 由于低速軸受力最大，傳遞轉(zhuǎn)矩最大，本文只校核低速軸 軸承7214的校核 求兩軸承受到的徑向載荷 徑向力， 查[1]表15-1，得Y=1.4，e=0.4， 派生力， 軸向力，右側(cè)軸承壓緊 由于， 所以軸向力為， 當量載荷 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為 ， 軸承壽命的校核 故軸承壽命滿足要求。 八 鍵的設計與校核: 8.1高速軸鍵的校核 根據(jù)，，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵: 綜合考慮取=45得 查課本155頁表10-10所選鍵為：安全合格。 8.2 中間軸鍵的校核： 只校核大齒輪處的鍵，因為小齒輪處比大齒輪處長，而鍵的其它參數(shù)相同，大齒輪的合格，小齒輪處也合格。 因為d=45裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得 因為L1=70mm初選鍵長為63mm ,校核 所以所選鍵為: 安全合格。 6.3低速軸齒輪處的鍵校核： 因為d=80裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得 因為L1=70初選鍵長為,校核所以所選鍵為: 安全合格。 6.4低速軸聯(lián)軸器處的鍵校核： 因為d=50裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得 因為L1=100初選鍵長為,校核所以所選鍵為: 安全合格。 九.低速軸聯(lián)軸器的選擇： 9.1輸入軸聯(lián)軸器 計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL2的彈性柱銷聯(lián)軸器。 9.2輸出軸聯(lián)軸器 計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL4的彈性柱銷聯(lián)軸器。 十. 潤滑方式的確定 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。 十一 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座厚度 10 箱蓋厚度 10 箱蓋凸緣厚度 20 箱座凸緣厚度 20 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數(shù)目 查手冊 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M8 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 =（0.5 0.6） M12 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.40.5） M8 視孔蓋螺釘直徑 =（0.30.4） M6 定位銷直徑 =（0.70.8） 8 ，，至外箱壁的距離 查手冊表11—2 27 19 19 ，至凸緣邊緣距離 查手冊表11—2 30 27 外箱壁至軸承端面距離 =++（510） 30 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 26 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 > 12.5 箱蓋，箱座肋厚 8 8 軸承端蓋外徑 +（55.5） 106（1軸） 116（2軸） 166（3軸） 參考文獻： ［1］濮良貴 紀名綱 主編 《機械設計》第七版 高等教很出版社 2000 ［2］王昆 何小柏 汪信遠 主編 《機械設計課程設計》高等教育出版社 1995 [3] 機械設計手冊編輯委員會.機械設計手冊（1-2）第三版[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004