同軸式兩級圓柱齒輪減速器裝置設(shè)計

1、課程名稱：機 械 設(shè) 計題目名稱：二級同軸式圓柱齒輪減速器裝置設(shè)計目錄一、設(shè)計任務(wù)書2二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計2三、設(shè)計步驟21、原動機選擇22. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比33. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)34. 齒輪的設(shè)計45、從動軸及軸上零件的設(shè)計106、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計1617四設(shè)計小結(jié)18五參考資料18一、設(shè)計任務(wù)書要求設(shè)計一帶式運輸機傳動裝置1、式運輸機工作原理帶式運輸機傳動示意圖如圖1-1所示。2、已知條件： 1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；2）使用折舊期：8年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）

2、動力來源：電力，三相交流，電壓380、220V；5）運輸帶速度允許誤差：±5%；6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3、設(shè)計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F=2200N，運輸帶工作速度v=1.1m/s，卷筒直徑D=240mm。（注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮）4、傳動方案二級同軸式圓柱齒輪減速器5、設(shè)計任務(wù)減速器裝配圖一張；零件工作圖四張(齒輪、軸、箱體、箱蓋)；設(shè)計說明書一份。二、系統(tǒng)總體方案設(shè)計總體設(shè)計方案見圖如圖1-2所示圖1-1 圖1-2三、設(shè)計步驟1、原動機選擇總效率 ××9為齒輪的效率,為滾動軸承的效率，為聯(lián)軸器（齒輪為7級

3、）的效率。輸出功率 Pw=F×V=2200×電動機所需工作功率為： PdPw/a/kW, 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Y100L14的三相異步電動機，額定功率為3KW滿載轉(zhuǎn)速1430 r/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(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為nm/n1430/87,58（2）       分配傳動裝置傳動比×式中分別為高低速齒輪的傳動比。在同軸式二級圓柱齒輪減速器中初步取4，則

4、減速器傳動比為/4根據(jù)各原則， =4 ， = 。3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 1430r/min  1430/4r/min / / r/min=r/min（2）各軸輸入功率×3×0.99kW××2×8×8kW××22。85××8kW則各軸的輸出功率：  × kW× kW×kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩=××N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550

5、15;3/1430= N·m所以: =× N·m×××=×4××N·m×××=×××=N·m輸出轉(zhuǎn)矩：×N·m× N·m×N·m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)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸314301軸14302軸3軸4軸4、齒輪的設(shè)計(使用壽命Lh=360×16×8=46080h)1） 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算根據(jù)

6、設(shè)計要求，選用直齒圓柱齒輪傳動。由于減速器的結(jié)構(gòu)是同軸式二級減速器，所以兩級齒輪在齒數(shù)和模數(shù)應(yīng)相等。在初步設(shè)計時考慮模數(shù)在24mm。而小齒輪的分度圓直徑不是很大，考慮他的強度要求，把小齒輪同軸放在一起加工，做成齒輪軸的形式。根據(jù)前面算出的軸的轉(zhuǎn)速、傳遞功率、扭矩及傳動比，用機械設(shè)計手冊軟件進行輔助設(shè)計  材料選擇：高速級小齒輪選用45調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度取值范圍為217255 HBS，齒面硬度為250 HBS；取小齒齒數(shù)=24，高速級大齒輪選用45調(diào)質(zhì)處理，硬度取值范圍為217255 HBS，齒面硬度為220HBS，Z=i×Z×=98 齒輪精度輸送機為一般工作機器

7、，速度不高，故按GB/T100951998，選擇7級精度。2、初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計 確定各參數(shù)的值: 初選=1.3； 由教材表10-7選取齒寬系數(shù).0； 由教材表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)； 由教材圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限； 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60nj =60×1430×1×（16×360××108h； N= h查教材圖10-19得：K=0.90 K齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: = =3、設(shè)計計算試算小齒輪的分度圓直徑d

8、，代入中較小的值。 =計算圓周速度計算齒寬bb=計算齒寬與高之比。模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)根據(jù),7級精度, 由教材圖10-8查得動載系數(shù)K=1.15；直齒輪，；由教材表10-2查得使用系數(shù)；由教材表10-4用插值法得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；由，查教材圖10-13的故載荷系數(shù):KKKK =1××1×按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d×計算模數(shù)=根據(jù)設(shè)計所得取，則d1×24=60mm4、齒根彎曲疲勞強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值由教材圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限

9、由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；計算彎曲疲勞需用應(yīng)力=計算載荷系數(shù)KKKKK =1××1×查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)查教材表10-5得 齒形系數(shù)2.65 查取應(yīng)力校正系數(shù)計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算計算模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可去由彎曲強度算得的模數(shù)1.81，經(jīng)圓整后再考慮其他的影響因素，可取m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d來計算應(yīng)有的齒數(shù)得：圓整后取

10、z=24；z×24=97.8 圓整后取z=98幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑 計算中心距 計算齒輪寬度 取 ，低速級齒輪的基本參數(shù)與高速級的齒輪要相同，只是再取材上由所不同，以此來滿足傳動的強度要求，用機械設(shè)計手冊軟件版3.0進行輔助設(shè)計得到設(shè)計數(shù)據(jù)，整理如下表：高速級齒輪低速級齒輪小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒輪基本參數(shù)傳遞功率 P/kw傳遞轉(zhuǎn)矩 T/ N·m轉(zhuǎn)速 n/r/min14303535傳動比 i4齒面嚙合類型軟硬齒面軟硬齒面材料及熱處理45表面淬火45調(diào)質(zhì)45表面淬火37SiMn2MoV調(diào)質(zhì)模數(shù)/mm齒數(shù)Z24982498齒寬系數(shù)d中心距a/mm15齒數(shù)比重

11、合度分度圓直徑d/mm6024560245齒根圓直徑 df/mm齒頂圓直徑 da/mm6565齒頂高 ha/mm齒根高 hf/mm齒頂壓力角a/°分度圓弦齒厚 /mm33分度圓弦齒高/mm22固定弦齒厚/mm7777固定弦齒高/mm7777公法線跨齒數(shù) K312312公法線長度 Wk齒頂高系數(shù) ha*頂隙系數(shù) c*壓力角/°20檢測項目齒距累積公差 Fp齒圈徑向跳動公差 Fr公法線長度變動公差 Fw齒距極限偏差 fpt(±)齒向公差 F中心距極限偏差 fa(±)強度校核數(shù)據(jù)接觸強度極限應(yīng)力 Hlim/MPa960450960抗彎疲勞基本值 FE/MPa4

12、80320480接觸疲勞強度許用值 H/MPa1339彎曲疲勞強度許用值 F/MPa611.1565接觸強度計算應(yīng)力 H/MPa546彎曲疲勞強度計算應(yīng)力 F強度校核相關(guān)系數(shù)載荷類型 靜強度圓周力 Ft/N齒輪線速度 V使用系數(shù) Ka動載系數(shù) Kv齒向載荷分布系數(shù) KH齒間載荷分布系數(shù) KH應(yīng)力校正系數(shù) Ysa復(fù)合齒形系數(shù) Yfs5、從動軸及軸上零件的設(shè)計 （1）低速軸和軸上滾動軸承以及鍵連接的設(shè)計由前面計算可得N·m=2.74kw 、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =245圓周力 Ft=7651.667(N)所以F= F= F Fn=F=0N圓周力F，徑向力F如圖

13、示:、初步確定軸的最小直徑按課本15-3初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由于軸的轉(zhuǎn)速較低，根據(jù)教材取，大齒輪用平鍵安裝，所以在計算時應(yīng)在原來的數(shù)值上，軸徑增大5%7%，所以最小直徑應(yīng)乘以1.05，則軸的最小直徑、聯(lián)軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器合理連接,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查教材表14-1,選取計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計手冊選取LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500,聯(lián)軸器的孔徑選取50mm，軸孔長度L=84mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=112mm。、低速軸聯(lián)軸器上鍵的選擇和計算選取平頭平

14、鍵，材料取45號鋼，按靜載荷計算取=140MPa。據(jù)裝聯(lián)軸器處d=50mm，可取鍵寬b=14，鍵高h(yuǎn)=9。取L=64mm。鍵的工作長度l=L=64mm，接觸高度k=0.5h=4.5mm。故合適。標(biāo)記為：GB/T 1096 鍵B14×9×64 、根據(jù)軸向定位的要求確定低速軸的各段直徑和長度由上知d1-2=50mm為了滿足聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,軸12段右端需要制出一軸肩,故取直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=112mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取l1-2= L1=84mm。、滾動軸承的選擇。因軸只受到徑向力

15、和圓周力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù),在機械設(shè)計手冊中初步選取6211型軸承，其尺寸為。故d2-3=d6-7=55mm。軸承采用套筒和端蓋進行軸向定位。其尺寸根據(jù)箱體確定，這里取。取套筒寬度為14.5mm，為了使齒輪可靠地壓緊套筒端面，此軸段應(yīng)略高于套筒的高度，取二者的高度差為2mm，則。取安裝齒輪處的軸段d4-5=64mm，已知齒輪的齒寬為55mm,為了保證鍵的連接強度,取輪轂寬度為60mm，所以l4-5=58mm。 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高h(yuǎn)0.07d=4.48，取h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=76mm。軸環(huán)寬度b1.4h，取。最右端取軸承寬度，即。軸的結(jié)構(gòu)與裝

16、配圖如下所示對于輸入軸和中間軸，其設(shè)計方法類似。、大齒輪上鍵的選擇和計算選取平頭平鍵，材料取45號鋼，按靜載荷取=140MPa。據(jù)d=64mm，可取鍵寬b=18，鍵高h(yuǎn)=11。取L=52mm。鍵的工作長度l=L=52mm，接觸高度k=0.5h=5.5mm。校核其強度符合強度要求，故合適。標(biāo)記為：GB/T 1096 鍵B18×11×52。、軸上的載荷分析 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，對于深溝球軸承,支點取軸承的中心。從結(jié)構(gòu)圖以及彎矩合扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的C處的、及的值列于下表中：載荷水平面H垂直面V支

17、反力F彎矩M總彎矩扭矩T、按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力=軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，其=70MP>26.3MPa，所以此軸安全。、精確校核軸的疲勞強度、判斷危險截面截面1,A,2只受扭矩作用。所以1，A，2無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面B和D處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大。截面B的應(yīng)力集中的影響和截面D的相近,不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里軸的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面5、6、7

18、顯然更加不必要做強度校核。由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面4左右兩側(cè)即可。、截面4左側(cè)。=抗扭系數(shù) 截面4左側(cè)的彎矩M為 截面4左側(cè)的扭矩為 =300110截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得：因查教材表，經(jīng)插值后得2.0 又查教材圖得軸的材料的敏性系數(shù)為，=0.87；故有效應(yīng)力集中系數(shù)為尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為綜合系數(shù) K=K=合金鋼的特性系數(shù) 安全系數(shù)S=S=S=2.5 故它是安全的（3）、截面4右側(cè)=26214抗扭系數(shù) =52429截面4的右側(cè)的彎矩M為截面7的下側(cè)的扭矩為

19、 =300110截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=因此處為過盈配合，查表用差值法得取又由上知綜合系數(shù) K=K=安全系數(shù)S=S=S=2.5 故該軸在截面4右側(cè)的強度也是足夠的。6、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成。1、機體有足夠的剛度在機體凸起的地方加肋，增強了軸承座剛度2、考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為要高。3、機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性。鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。4、對附件設(shè)計油標(biāo)：油標(biāo)位置應(yīng)在便于觀察減速器油面及

20、油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，密封性要好，以防油從游標(biāo)中溢出。由于機器工作在工地上,而且用來攪拌水泥,所以不需要視孔;對于放油孔也是不需要的,因為底座上裝的有螺絲用來方便拆卸的,因此也可以用做放油孔,節(jié)省了材料和減少加工的麻煩.類似的吊環(huán)之類的附件也不需要,沒有實際的意義,因為傳動裝置是固定在支架上了,不需要單獨的移動,所以省略掉吊環(huán)裝置.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式計算結(jié)果取值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚10mm箱蓋凸緣厚度15mm15mm箱座凸緣厚度15mm15mm箱座底凸緣厚度25mm25mm地腳螺釘直徑18mm地腳螺釘數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑9mm10mm軸承端蓋螺釘直徑8mm8mm定位銷直徑8mm8mm連接螺栓的間距200mm視孔蓋螺釘直徑8m