設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器

1、設(shè)計題目：二級展開式圓柱齒輪減速器8-A設(shè)計者：指導(dǎo)教師：xxx年xxxxxxxx月xxx日1目錄一課程設(shè)計題目二設(shè)計要求三設(shè)計步驟及計算過程1.傳動裝置總體設(shè)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)6.齒輪的設(shè)計7.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計及校核8.鍵聯(lián)接設(shè)計及校核9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計四設(shè)計小結(jié)2五參考資料一 . 課程設(shè)計題目設(shè)計課題 : 設(shè)計參數(shù)：數(shù)據(jù)編號 8-A 輸送帶的牽引力 F/kN 輸送帶的速度V/(m/s)輸送帶鼓輪的直徑D/mm 450工作條件：1、帶式輸入機用于運輸谷物、型砂、碎礦石、 煤等

2、；2 、輸入機運轉(zhuǎn)方向不變，工作載荷穩(wěn)定；3 、輸入鼓輪的傳動效率為；4、工作壽命15 年，每年三百個工作日，每日工作16小時。其傳動方案如下3二.設(shè)計要求1. 減速器裝配圖 1 張 (0 號 ) 。 2. 零件工作圖 2 張(A3)1張(A1) 。 3. 設(shè)計計算說明書1 份。三.設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)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.齒輪的設(shè)計6.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計及校核7.鍵聯(lián)接設(shè)計及校核 8. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 9. 潤滑密封設(shè)計 10. 聯(lián)軸器設(shè)計 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 :41. 組成：傳動裝置電機、減速器、工作

3、機組成。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(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V 帶設(shè)置在低速級。圖一 :( 傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如: 傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇 V 帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器?？傂士? 為聯(lián)軸器效率 , 2為對齒輪傳動的效率。傳動裝置的3 為對齒輪傳動的效率。4 為鏈的效率， 5 為滾筒的效率因是薄壁防護罩 , 采用開式效率計算。取 1= 2= 3= 4= 5= 總 = 1 2 3 4 5= 2.電動機的選擇電動機所需工作功率為：P FV/1000 總滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為 n100

4、060vD=/min 。經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i 8 40。' 則總傳動比合理范圍為 i 總 16 160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n 'i總× n× /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Y132S4 的三相異步電動機，額定功率為額定電流，滿載轉(zhuǎn)速nm1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。5方案電動機型額定功電動機轉(zhuǎn)速號 率Ped kw 1總傳動比選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為i總 n/n 1440

5、/ 分配傳動裝置傳動比i總i0電動機參考價格元230重量同步滿載Nrmin Y132S-4轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速1500 1440 4703. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 ×i式中 i0,i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 ，則減速器傳動比為i i 總/i0 根據(jù)展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為i1 ，則 i2 i/i1 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速nnm1440r/minn n /i /min 1 n n / i2 r/minn=n= r/min pd× 1 4×各軸輸入

6、功率P P p× 2×6P P× 3P P× 4=各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Td× i0 ×1 N ·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 Td=9550 所以 :TT Pdnm =9550× 4/1440= N · m Td× 1 =26N · m T× i1 × 2=·m T× i2 × 3=237N·m=T× 4= N·mTT運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率 P KW 轉(zhuǎn)矩 T Nm 轉(zhuǎn) r/min 電動機軸 1 軸 2 軸

7、 3 軸 4 軸 5. 齒輪的設(shè)計 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 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，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=257速 4144026 2371440高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2=i1 × Z1=×25= 取 Z2=89 齒輪精度按 GB/T10095 1998，選擇 8 級。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計3dT11E21t2Ktduu(ZHZH)確定各參數(shù)的值:試選Kt=查課本 P2

8、15 圖 10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=課本 P214圖 10-2612則課本 P202 公式 10-13 計算應(yīng)力值環(huán)數(shù) N1=60n1jLh =60 × 1440× 1× = × 109h N2= × 109h #( 為齒數(shù)比 , 即 =Z2Z)1查課本 P203 10-19 圖得： K1=K2=齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1, 應(yīng)用 P202 公式 10-12得: KHN1Hlim1H1=S= × 600=522 MPaHHN2Hlim22=KS=× 550=MPa許用接觸應(yīng)力H= MPa查課本P19

9、8表10-6得：ZE =P201 表10-7得 : d=8T=×105× P1/n1= × 105×/1440=×3. 設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d1t3dT11E21t2Ktduu(ZHZH)= 計算圓周速度d1tn1601000/s計算齒寬 b 和模數(shù) mnt 計算齒寬 b b=dd1t= 計算摸數(shù) mn 初選螺旋角 =14 mnt=計算齒寬與高之比bh齒高 h= mnt= × =bh =計算縱向重合度=d1tan計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)KA=1根據(jù) v/s,7級精度 ,查課本 P192 表 10-8 得 動載系數(shù)KV=,查課本

10、P194 表 10-4 得 KH的計算公式 : KH=(12d) 2d+× 103×b=查課本 P195 表 10-13 得 : KF= 查課本 P193 表 10-3 得 :KH=KF=9故載荷系數(shù) :KKa Kv KH KH =按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑3dK/Kt1=d1t=計算模數(shù)mnmn=4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式3Y2mcosYFYSn2KT12 dZ1aF 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 26kN· m確定齒數(shù) z因為是硬齒面，故取z1 25， z2 89 傳動比誤差iuz1/z2 i 5，允許計算當量齒數(shù)zz/

11、cos 25/ cos314 z z/cos89/ cos314初選齒寬系數(shù)按對稱布置，表查得初選螺旋角初定螺旋角 14載荷系數(shù) KKKKKK=查取齒形系數(shù)YFa 和應(yīng)力校正系數(shù)YSa查課本 P197 表 10-5 得:齒形系數(shù)YFa1YFa2 應(yīng)力校正系數(shù)YSa1YSa210計算大小齒輪的YFFSF安全系數(shù)表查得SF工作壽命兩班制，15 年，每年工作300 天 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 60nkt × 109 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2 N1/u× 109查課本P204 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF1500MPa大齒輪 FF2380MPa查課本P197 表10

12、-18KFN2=取彎曲疲勞安全得彎曲疲勞壽命系數(shù)系 數(shù)S=F1=300: KFN1= F2=YFa1FSa2/1=HYFa1FSa2/2=H 大齒輪的數(shù)值大.選用 .設(shè)計計算計算模數(shù)mn>=對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù), 取 mn=但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是 : z1=取 27則 z2=96幾何尺寸計算計算中心距a=將中心距圓整為95mm 按圓整后的中心距修正螺旋角O=arccos(z1+z2)mn/2$=11(z1z2)mn2

13、cos=因值改變不多 , 故參數(shù) ,k,Zh等不必修正 .計算大 . 小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn/cos= d2=z2mn/cos=計算齒輪寬度 B= dd1=圓整的B2=45mmB1=50mm低速級齒輪傳動的設(shè)計計算材料：低速級小齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)Z1=30低速級大齒輪選用45 鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz 齒輪精度按 GB/T10095 1998，選擇 8 級。 按齒面接觸強度設(shè)計 1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 Kt=查課本 P215 圖 10-30 選取區(qū)域系數(shù)ZH= 試選 =14O,查課本 P214 圖 10-26 查得1=

14、2= =+=應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60× n2×j × Ln=60× 408× 1× (2 × 15× 300× 8) = ×109 N2=× 109課本P203 圖 10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=查課本P207 圖 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1600MPa, 大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim1550MPa 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1, 則接觸疲勞許用應(yīng)力 2=82 12KHN1Hlim1H1=S=558MPa KHN2Hli

15、m2H2=S=(Hlim1Hlim2)H2查課本P198 表10-6查材料的彈性影響系數(shù)ZE=選取齒寬系數(shù) d=T=× 105×P2/n2= ×32KT4dt1ZE221t321033u1du(ZHH)1 =2.計算圓周速度V=/s 3.計算齒寬b=dd1t= 4.計算齒寬與齒高之比bh模數(shù)mnt=齒高h=× mnt=bh =5.計算縱向重合度W = 6.計算載荷系數(shù)KKH= 使用系數(shù) KA=1同高速齒輪的設(shè)計, 查表選取各數(shù)值Kv=KF=KH=KF=故載荷系數(shù)KKAKvKHKH=7. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d3KKt1=d1t=計算模數(shù) m

16、n=133. 按齒根彎曲強度設(shè)計32KTYcos2YYm12FSdZ1F 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩·m確定齒數(shù)z因為是硬齒面， 故取z1 30，z2=82傳動比誤差i u z2/ z1 i 5，允許初選齒寬系數(shù)稱布置，表查得初選螺旋角初定螺旋角 14載荷系數(shù)Kv KFa KF=當量齒數(shù)Zv1 z1/cos Zv2 z2/cos按對K K Ka課本YFa1=P197表 YFa2=10-5查得齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSaYSa1=YSa2=計算大小齒輪的YFFSFYFa1FSa2/H1= YFa1FSa2/H2=查課本P204 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限F

17、E1500MPaFE2380MPa查課本P202 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=KFN2=S= F1= F2=24714計算大小齒輪的YFaFSaF, 并加以比較YFa1FSa2/H1=YFa1FSa2/H2=大齒輪的數(shù)值大, 選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.計算模數(shù)mn>=對比計算結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù), 取 mn=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=來計算應(yīng)有的齒數(shù) . z1=31 z2=85初算主要尺寸計算中心距a=(z1z2)mn2cos=將中

18、心距圓整為修正螺旋角0=mm因值改變不多 , 故參數(shù) ,k,Zh等不必修正分度圓直徑d1=d2= 計算齒輪寬度b= dd1=圓整后取B2=65mm B1=70mm齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各軸轉(zhuǎn)速 n15(r/min) (r/min) (r/min) ) n (r/min1440 2.各軸輸入功率 PP(kw)3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N ·m) 26 (N ·m) (N · m) T (N ·m)6. 傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1.高速軸承的設(shè)計 . 求輸出軸上的功率 P，轉(zhuǎn)速 n3，轉(zhuǎn)矩 T3 3P3=T3=237N mn3=/min.求作用在齒輪上的力已知低速級

19、大齒輪的分度圓直徑為d2= mm而Ft=Fr=Fa= N.初步確定軸的最小直徑先按課本 15-2 初步估算軸的最小直徑, 選取軸的材料為40Cr 調(diào)質(zhì)處理 , 根據(jù)課本 P361 表 153 取 Ao112dmin1=輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合, 故需同時選取聯(lián)軸器的型號16查課本 P343 表 141, 選取 KaTca=KaT=× 26=39Nm因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩, 所以查機械設(shè)計手冊 22112選取 HL1型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為160Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d1=18mm故選取 d1=18mmL1=42mm 的聯(lián)軸器

20、。初步選擇滾動軸承. 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 , 故選用圓錐滾子軸承. 參照工作要求, 軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0 基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承7205E 型 . 如圖d D B 軸承代號2525253030305256256256262 727506E7306E 7206E17低速軸的設(shè)計于鏈與軸承壽命的考慮選取圓錐滾子軸7208E2.對于選取的圓錐滾子軸承其尺寸為d=45mm,D=85mm,B=19mm 的圓錐滾子軸,故d2-3=d6-7=45mm,L6-7=右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位. 手冊上查得7208型軸承定位軸肩高度h>,h=4 mm,d6-5=48

21、mm取安裝齒輪處的軸段d6-5=48mm;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位. 已知齒輪轂的寬度為65mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪, 此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度, 故取L6-5=63mm. 齒 輪 的 左 端 采 用 軸 肩 定 位 , 軸 肩 高4, 取d5-4=56mm.軸環(huán)寬度 b, 取 b=6mm. . 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求, 取端蓋的外端面與下一段軸端的距離L=20mm.還需考慮齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a,兩圓柱齒輪間的距離 c. 考慮到箱體的鑄造誤差 , 在確定滾動軸承位置時 , 應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s, 以及滾動軸承寬度 T, 高速齒輪輪轂長 L, 確定

22、 L4-3=64mm,L2-1=56mm d4-3=52mm,d2-1=35mm至此 , 已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷以及軸承壽命的校核181. 高速軸承壽命的校核首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時 ,查機械設(shè)計手冊 20-149 表做為簡支梁的軸的支承跨距 .T1=26NmFt=1247NFr=Fa=L1=138mmL2= 如上圖根據(jù)力平衡以及轉(zhuǎn)矩平衡可得Fr1v=171NFr2v=296N Fr1H=337NFr2H=880N所以Fr1=Fr2=959N 查表得 e =Fd1=150NFd2= Fd2+Fa>Fd1所以 Fa1=Fa2= F

23、a1/Fr1=>eFa2/Fr2=e所 以X1=Y1=X2=1Y2=0 查 表 得fp=1.5W=10/3 P=fp(XFr+YFa)代入數(shù)據(jù)得P1=1321N P2=1022N P1>P2查表的 C=Lh=106/60n(C/P1)W= 年 > 15年軸承合格在齒輪處 MH 和 MV最大MH=M= M=查表得= W= ca70強度校核合格192中間軸的校核首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時 , 查機械設(shè)計手冊 20-149 表做為簡支梁的軸的支承跨距 .如圖 Fr1v=Fr2v=182NFr1H=Fr2H= Fr1=Fr2= 查表得 e=Fd1=Fd2= Fd2+Fa'>Fd1+Fa所 以Fa1=Fa2=,