二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器說明書

1、目 錄設計任務書2第一部分 傳動裝置總體設計4第二部分 v帶設計7第三部分 各齒輪的設計計算10第四部分 各軸的設計計算16第五部分 各軸軸承的設計計算23第六部分 鍵的設計計算25第七部分 聯(lián)軸器的選擇26 第八部分 潤滑方式及密封裝置的選擇27第九部分 箱體的設計計算28第十部分 參考文獻29第十一部分 設計心得30設 計 任 務 書一、 課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號12345678910輸送帶工作速v/(m/s)0.630.750.850.80.80.70.730.750.85 50.9卷筒直徑d/mm300330350350380300360320

2、360380輸送帶主動軸轉矩t/(n.m)7006706509501050900660900900950工作條件：連續(xù)單向運轉，運輸速度允許誤差為，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作（16小時/天）。二、 課程設計內容1）傳動裝置的總體設計。2）傳動件及支承的設計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。 每個學生應完成：1） 部件裝配圖一張（a1）。2） 零件工作圖兩張（a4）3） 設計說明書一份（60008000字）。本組設計數(shù)據(jù)：第九組數(shù)據(jù)：輸送主動軸轉矩t/(n.m) 900 。 輸送帶速度v/(m/s) 0.85 。 滾筒直徑d/mm 360

3、 。 已給方案：外傳動機構為v帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。第一部分 傳動裝置總體設計一、 傳動方案（已給定）1） 外傳動為v帶傳動。2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。3） 方案簡圖如下：二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級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

4、齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為y系列三相交流異步電動機。 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，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。- -設計計算及說明結果三、原動機選擇（y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率： =2.9kw (見課設p9) 傳動裝置總效率：（見課設式4-4）1個v帶 1個聯(lián)軸器 1個滾動軸承（輸送機） 3對滾動軸承 2個齒輪 電動機的輸出功率： 取 （見課設式2-4） 選擇電動機為y132s-4型 （見課設表20-1）技術數(shù)據(jù)：額定功率（） 5.5 滿載轉速（） 960 額定轉矩（） 2.0 最大轉矩（） 2.0 y132s-4電動機的

5、外型尺寸（mm）： （見課設表20-2）a：216 b：178 c：89 d：38 e：80 f：10 g：33 h：132 k：12 ab：280 ac：135 ad：210 hd：315 bb：238 l：515四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1、 總傳動比： （見課設式2-6） 2、 各級傳動比分配： （見課設式2-7） 初定 綜合上述可得參數(shù) 各軸電動機軸軸軸軸轉速n/r/min960384116.18845.707輸入功率p/kw5.55.174.9144.67輸入轉矩t/nm54.714128.577403.903975.748傳動比i2.53.3052.542效率0

6、.960.950.96第二部分 v帶設計外傳動帶選為 普通v帶傳動 1、 確定計算功率：1）、由表13-8查得工作情況系數(shù) 2）、由式 2、選擇v帶型號 查圖13-15(機設)選a型v帶。3.確定帶輪直徑 （1）、參考圖13-15（機設）及表13-9（機設）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速 （3）、由式13-9（機設）得從動帶輪直徑 ?。?）、傳動比 i （5）、從動輪轉速4.確定中心距和帶長（1）、初選中心距 取（2）、求帶的計算基準長度l0，由式13-2得由表13-2選取帶的基準長度ld=2000mm(3)、計算中心距:a (4)、確定中心距調整范圍 5.驗算小帶輪包

7、角1 6.確定v帶根數(shù)z (1)、由d1=112 n1=960r/min，查表（13-3機設）得 p0=1.15kw (2)、由表（13-5機設）查得p0=0.11kw (3)、由表查得（13-7機設）查得包角系數(shù) (4)、由表(13-2機設)查得長度系數(shù)kl=1.03 (5)、計算v帶根數(shù)z 取z=5根 7計算單根v帶初拉力f0，由式（13-17）機設。 q由表13-1機設查得 8計算對軸的壓力fq，由此可得 9確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑d1=112mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=280mm，采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設計計算一、高

8、速級減速齒輪設計（斜齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大小齒輪均表面淬火處理，均用硬齒面。齒輪精度用9級，輪齒表面精糙度為ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取z1=29 則z2=z1i2=293.305=95.845 取z2=962.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計實際轉動比 =3.310， t1=9.55106p/n=9.551065.21/368.67=136000 nmm由圖（11-1）選取齒輪材料的接觸疲勞極限應

9、力分別為 hlin1=1130 mpa hlin2=1130mpa選取齒輪材料的彎曲疲勞極陰應力分別為 fe1=690 mpa fe2=690mpa 由表11-5查得接觸疲勞安全系數(shù)：sh=1 sf=1.25 由式(11-2)(11-5)求許用接觸應力和許用彎曲應力 初選螺旋角 取z1=29 則z2=z1i2=293.305=95.845取 z2=96實際傳動比i2=96/29=3.310齒形系數(shù) 由圖11-8查得，yfa1=2.61，yfa2=2.24,ysa1=1.64,ysa2=1.82 因 故應對小齒輪進行彎曲強度計算。代入以上數(shù)據(jù)得法向模數(shù) mn由表4-1取 mn=2mm 計算幾何尺

10、寸中心距 取a=130mm確定螺旋角 齒輪分度圓直徑 齒寬 b=dd1=0.660.320=36.192mm取b2=40mm b1=45mm3. 校核齒面接觸強度由表11-3和11-6查得k=1.2 d=0.6再由表11-6查得ze=189.8 又因為zh=2.5代入數(shù)據(jù)得 則齒輪圓周速度為 v1=(d1n1/601000)=1.212m/s對照表11-2，選9級制造精度是合適的。綜合上述可得：名稱符號計算公式及取值1端面模數(shù)= 2.079962螺旋角3分度圓直徑d=60.32mm, =199mm4齒頂高=2mm5齒根高=1.25=2.5mm6全齒高h+=4.5mm7頂隙c-=0.5mm8齒頂

11、圓直徑=d+2, mm, mm9齒根圓直徑=d-2,mm, mm10中心距aa1=130mm二、低速級減速齒輪設計（斜齒齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪小齒輪均表面淬火處理，均用硬齒面。齒輪精度用9級，輪齒表面精糙度為ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取z3=26 則z4 =z3i3=272.542=68.634 取z4=692.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計 t2=9.55106p/n=9.551064.91

12、4/116.188=404000 nmm由圖（11-1）選取齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 hlin1=1130 mpa hlin2=1130mpa選取齒輪材料的彎曲疲勞極陰應力分別為 fe1=680 mpa fe2=680mpa 由表11-5查得接觸疲勞安全系數(shù)：shmin=1.0 sfmin=1.25 由式(11-2)(11-5)求許用接觸應力和許用彎曲應力 初選螺旋角 取z3=27 則z4=z2i2=272.542=68.634實際傳動比i2=69/27=2.556齒形系數(shù) 由圖11-8查得，yfa1=2.75，yfa2=2.26,ysa1=1.58,ysa2=1.76 因 故應對小齒

13、輪進行彎曲強度計算。代入以上數(shù)據(jù)得法向模數(shù) mn由表4-1取 mn=3mm 計算幾何尺寸中心距 取a=150mm確定螺旋角 齒輪分度圓直徑 齒寬 b=dd1=0.684.375=50.625mm取b4=55mm b3=60mm4. 校核齒面接觸強度由表11-3和11-6查得k=1.2 d=0.6 再由表11-6查得ze=189.8 又因為zh=3代入數(shù)據(jù)得 則齒輪圓周速度為 v1=(d1n1/601000)=0.493m/s對照表11-2，選9級制造精度是合適的?？偨Y：高速級 z1=29 z2=96 m=2 低速級 z3=27 z5=69 m=3綜合上述可得表： 序號名稱符號計算公式及取值1端

14、面模數(shù)= 3.1252螺旋角3分度圓直徑d=84mm, =215.62mm4齒頂高=,=3mm5齒根高=1.25=3.75mm6全齒高h+=6.75mm7頂隙c-=0.75mm8齒頂圓直徑=d+2, mm, mm9齒根圓直徑=d-2,mm, mm10中心距aa2=()=150mm第四部分 各軸的設計計算高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.2.初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表14-2,得c=118107,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.則: d1min= d2min=d3min= 3.結構設計 （1），對軸段

15、1設計計算 如圖首先確定個段直徑a段：=38mm （由最小直徑和v帶輪算出）b段：=43mm，由第二段比第一段大5-10毫米c段：=45mm，與軸承（軸承7209ac）配合，取軸承內徑d段：=52mm，由軸承7209ac的安裝尺寸查表確定 e段：=55mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸g段， =45mm, 與軸承（軸承7209ac）配合，取軸承內徑f段：=52mm, 由軸承7209ac的安裝尺寸查表確定第二、確定各段軸的長度a段：=63mmb段：=67mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取55mmc段：=29mm, 與軸承（軸承7207ac）配合,加上擋油盤長度 =b+3+2=17+10+2=2

16、9mmg段：=32mm, 與軸承（軸承7207ac）配合,加上擋油盤長度f段：， e段：，齒輪的齒寬d段：=85.5mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=85.5mm 軸總長l=279mm 兩軸承間距離（不包括軸承長度）s=87mm，（2)、軸的設計計算 軸的設計圖如下：首先，確定各段的直徑a段:=55mm,與軸承（軸承7210ac）配合f段：=55mm，與軸承（軸承7210ac）配合e段：=36mm，非定位軸肩b段：=33mm, 非定位軸肩，與齒輪配合c段：=80mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑d段：=45mm, 定位軸肩然后確定各段距離：a段： =32

17、mm, 考慮軸承（軸承7210ac）寬度與擋油盤的長度b段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內壁的距離及其厚度c段：=48mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬e段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）f段：=30mm，考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離d段：=15mm軸總長l=176mm(3)、軸的設計計算首先，確定各軸段直徑a段: =55mm, 與軸承（軸承7212ac）配合b段: =63mm,非定位軸肩,h取3mmc段: =80mm,定位軸肩，取h=7mmd段: =60mm, 非定位軸肩，h=6mme段: =55mm, 與軸承（軸承7212ac）配合f段: =58mm,按照齒輪

18、的安裝尺寸確定g段: =50mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度a段: =42mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸b段: =43mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝c段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值d段: =51mm,由兩軸承間距減去已知長度確定e段: =33mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸f段: =55mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到g段: =80mm,聯(lián)軸器孔長度 軸總長l=314mm 4. 低速軸的校核 (1). 軸的受力分析畫軸的受力簡圖和彎矩圖。 (2). 計算支座反力。ft=2t1/d1=fr=fttg20/cos。= 3431.41nfa=fttg=263

19、9.73n在水平面上f2h=ft-f1h=9050.63-5853.40=3197.23n 在垂直面上f2v=fr-f1v=3431.41-672.55=2758.86n (3). 由畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側 mah=f1hl1=5853.400.065=380.471nma-a剖面右側 mah=f2hl2=3197.230.119=380.47nm 在垂直面上,a-a剖面左側 mav=f1vl1=672.550.065=43.72nm a-a剖面右側 mav=f2vl2=2758.860.119=328.30 nm 合成彎矩，a-a剖面左側a-a剖面右側 （4）. 危險截面的當量

20、彎矩查表14-1和14-3得 取 （5）. 計算危險截面處軸的直徑 故該軸符合強度條件!5.軸上倒角與圓角為保證軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。第五部分 各軸軸承的設計計算 1.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合h7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6,3.2.初選軸承（1）.軸選軸承為7209ac（2）.軸選軸承為7210ac（3）.軸選軸承為7214ac根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:d1=26mmd2=35mmd3=36mm 3. 低速軸軸承的校核f2h=ft-f1h=9050.63-585

21、3.40=3197.23n f2v=fr-f1v=3431.41-672.55=2758.86n軸承的型號為7214ac，cr=58.2 kn1） 計算軸承1，2的的軸向力為由表16-12查得軸承的內部軸向力為因為 所以軸承2為壓緊端 而軸承1為放松端 2） 計算當量動載荷 由表16-11查得e=0.68，而 e由表16-11可得x1=1,y1=0,x2=0.41,y2=0.87。故當量動載荷 3) 計算所需的徑向基本額定載荷cr因軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，今p2p1，因以軸承2的徑向當量動載荷p2為計算依據(jù)。查表16-9得fp=1.2；工作溫度正常，查表16-8得ft=1。所以 4

22、) 因cr2=23672.63n1268.47n.m轉速為4700r/m,允許的軸孔直徑在60-80mm之間。以上數(shù)據(jù)均能滿足的要求，故適用. 第八部分 潤滑方式及密封裝置的選擇1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度1.211齒輪端面與內機壁距離11機蓋，機座肋厚8.5 8.5以上尺寸參考機械設計課程設計p17p21參考文獻機械設計基礎楊可楨 程光蘊 李仲生 主編 第5版高等教育出版社機械設計課程設計楊光 席偉光 李波 陳曉岑 主編 高等教育出版社機械設計手冊十.設計總結通過設計，該展開式二級圓柱齒輪減速器具有以下特點及優(yōu)點：1）能滿足所需的傳動比齒輪傳動能實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動比，該減速器為滿足設計要求而設計了110.96的總傳動比。2）選用的齒輪滿足強度剛度要求由于系統(tǒng)所受的載荷不大，在設計中齒輪采用了腹板式齒輪不僅能夠滿足強度及剛度要求，而且節(jié)省材料，降低了加工的成本。3）軸具有足夠的強度及剛度由于二級展開式齒輪減速器的齒輪相對軸承位置不對稱，當其產生彎扭變形時，載荷在齒寬分布不均勻，因此，對軸的設計要求最高，通過了對軸長時間的精心設計，設計的軸具有較大的剛度，保證傳動的穩(wěn)定性。4）箱體設計的得體設計減速器的具有較大尺寸的底面積及箱體輪轂，可以增加抗彎扭的慣性，有利于提