帶傳動二級圓柱斜齒輪減速器設(shè)計(jì)說明書

課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)要 設(shè)計(jì)步 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方 電動機(jī)的選 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動 計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參 設(shè)計(jì)V帶和帶 齒輪的設(shè) 滾動軸承和傳動軸的設(shè) 鍵聯(lián)接設(shè) 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè) 潤滑密封設(shè) 聯(lián)軸器設(shè) 設(shè)計(jì)小 參考資 一.0.96(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8年(300天/年),兩班制工作,容許速度誤差為5%,380/220V12345帶工作拉力帶工作速度卷筒直徑器裝配圖一張(A1)CAD(A3)設(shè)計(jì)V組成：傳動裝置由電機(jī)、器、工作機(jī)組成VII選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪器（展開式）。傳動裝置的總效率32＝0.96×0.983×0.952 1 41為V帶的效率,1為第一對軸承的效率3為第二對軸承的效率，4為第三對軸承的效率5為每對齒輪嚙合傳動的效率（7級精度，油脂潤滑.電動機(jī)的選電動機(jī)所需工作功率為：P＝P/η執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝100060v經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒 器傳動比i＝8～40，i＝16～160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、器的傳動比，選定型號為Y112M—44.08.8A，滿載轉(zhuǎn)速nm1440r/min1500r/min額定r參考PN元同步滿載總傳 器1Y112M-4底腳安裝尺孔直徑裝鍵部位尺515×345×21636×10確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為ia＝n/n＝1440/82.76＝17.40ia＝i0×式中i0,i1分別為帶傳動和器的傳動比為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0＝2.3，則器傳動比為iia/i0根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為i1＝3.24，則i2＝ii1n＝nm/i0ⅠnⅢ＝nⅡ/i2＝193.24/2.33=82.93r/minnⅣ=nⅢ=82.93r/minⅠPⅡ＝Ⅰ×η2×3＝3.12×0.98×0.95＝2.90kWPⅢ＝PⅡ×η2×3＝2.97×0.98×0.95＝2.70kWP＝P×0.98=3.06 P＝P×0.98=2.84 PⅢ＝PⅢPPⅣ＝PⅣ×0.98=2.52PT1=Td×i0

d電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩T=9550d

=9550×3.25/1440=21.55所以

Ⅰ

=21.55×2.3×0.96=47.58ⅠTⅢ＝TⅡ×i2×2×3=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·mTⅣ=TⅢ×3×4=311.35×0.95×0.97=286.91N·mT＝T×0.98=46.63 T＝T×0.98=140.66 TⅢ＝TⅢTTⅣ＝TⅣ×0.98=281.17T功率P轉(zhuǎn)矩T1234⑴ P178表9-9得：KA

kA

1.244.8,式中為工作情況系數(shù)，p為傳遞的額定功率,⑵⑶選取帶輪基準(zhǔn)直徑dd1dd

P1528-8P1538-9選用帶型為A帶 P145表8-3和P153表8-7得小帶輪基準(zhǔn)直徑dd190mm則大帶輪準(zhǔn)直徑dd2i0dd12.390207mmξ為帶傳動的滑動率，通常取（1%～2%），查

P1538-7dd2224mm⑷驗(yàn)算帶速 dd60

901400601000

5～25m/s⑸確定中心距a由于,所以初步選取中心距aa01.5(dd1dd2)1.5(90224) ，初定中心距a0471mm dLd0=2aLd0

2

) d

mm.查

Ld1400mmLa

d d47144.76/取a⑹驗(yàn)算小帶輪包角aa

⑺確定v因dd190mm，帶速v6.79ms，傳動比i0 P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值法得p010.7.p00.17查查P154

P1428-2KLP1548-8,K=0.968-22Z

Z=5⑻ P145表8-4可得q0.1kg/m,故F500Pca(2.51)qv24.8500(

5

⑼

8-24Fp2z

2

2 45280HBS取Z1=24 高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 Z 取Z2GB/T10095－199872K2KtT1u1(ZHZEd d1t

Kt 選取區(qū)域系數(shù)ZH

1

2則②由

0.780.8210-13N1=60n1j

=1.4425×109N==4.45×108 #(3.253.25=Z2 ③查

K21%,S=1,

10-12[H[H

=KHN1Hlim1=0.93×550=511.5 =KHN2Hlim2=0.96×450=432 [H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2⑤查由P198表10-6得：ZE=189.8MPP20110-7

dT=95.5×105×P/n=95.5×105

=4.86×104①小齒輪的分度圓直徑d2K2KtT1u1(ZHZEd d1t3

=

)2②計(jì)算圓周速度 60

3.1449.53626.091.62m/③計(jì)算齒寬b計(jì)算齒寬b=dd1t計(jì)算摸數(shù)m=14Zm=d1tcos49.53cos14Z bhbh

mnt=2.25×2.00=4.50bhbh

d=0.318tan0.318124tan14d⑥計(jì)算載荷系數(shù)KA根據(jù)v1.62m/s,7級精度,查由P192表10-8得動載系數(shù)KV=1.07,查由P194表10-4得KH的計(jì)算 dK=1.120.18(10.62)2+0.23×10 d=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×49.53=1.42查由P195表10-13得:KF=1.35查由P193表10-3得:KH=KF K

K

d1=d

K/K/

=51.73⑧計(jì)算模數(shù)nm=d1cos51.73cos14n 2KT2KTYcos21Y(FS Z21[Fmn 確定內(nèi)各計(jì)算數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩確定齒數(shù)因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76傳動比誤差i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5 z＝z/cos ＝24/cos314＝26.27 ＝z ＝78/cos314 初定螺旋 載荷系數(shù) 查取齒形系數(shù) 和應(yīng)力校正系數(shù)查由P197表10-5得齒形系數(shù) 應(yīng)力校正系數(shù) ＝1.596Y 重合度系數(shù)端面重合度近似 ＋1/78）]×cos14

1 Z

）＝arctg（tg20/cos14因 ，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75cos 螺旋角系數(shù)軸向重合度Y

Y [F安全系數(shù)由表查得S工作兩班制，8年，每年工作300小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nktN2＝N1/u＝6.255×10查由P204表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極小齒輪FF1 大齒輪FF2查由P197表10-18得彎曲疲勞系數(shù)KFN1 KFN2取彎曲疲勞安全系數(shù)[F[F

=KFN1 =KFN2FF

0.93380252.43 S S S S

2.5921.5960.013472.2111.7740.01554 33 1242mn

度計(jì)算的法面模數(shù)GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取mn=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=51.73mm來計(jì)算應(yīng)1mz=51.731m

=25.097取

1n那么z2 計(jì)算中心 a=(z1z2)mn=(2581)2=109.252cos 2110=arccos

2109.25值改變不多,故參數(shù)kZh等不必修正.d= cosd=z2 cos

252 812

=51.53=166.97

B2

B1（二） 材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小Z1=302速級大齒輪選用45鋼正火齒面硬度為大齒輪 z2圓整取z2 GB/T10095－19987⑶確定內(nèi)的各計(jì)算數(shù)①試選Kt②查由P215圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH③試選12o,查由 圖10-26查1

2

N1=60×n2×j×Ln=4.45×10N2=

1.91×10KHN1 KHN2=按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1600MPa大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim11%,安全系數(shù)S=1,[

=KHN1Hlim1=0.94600564H [H]

=KHN2Hlim2=0.98×550/1=517S[

](Hlim1Hlim2)540.52查由P198表10-6查材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP選取齒寬系數(shù)d2T=95.5×105×2

/

=95.5×105=14.33×104 t t12Kud ( E)23 Z21.6 d1t=65.71

60

65.71193.240.665m/60b=dd1t=1×65.71=65.71計(jì)算齒寬與齒高之比b模 m

=d1tcos

65.71cos122.142mm齒 h=2.25×mnt=2.25×2.142=5.4621bhbh0.318dz1tan0.31830tan12計(jì)算載荷系數(shù) =1.12+0.18(1+0.62)2+0.23×103 =1.12+0.18(1+0.6)+0.23×103使用系數(shù)KA同高速齒輪的設(shè)計(jì),Kv KF KH=KFK＝KAKvKHKHd1=d

KK

計(jì)算模數(shù)

d1cos

2KT2KTYcos21YF Z21[F㈠確定內(nèi)各計(jì)算數(shù)確定齒數(shù)因?yàn)槭怯昌X面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9傳動比誤差i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5初定螺旋角＝12載荷系數(shù) z＝z/cos ＝30/cos312＝32.056 ＝z ＝70/cos312由P197表10-5查得齒形系數(shù) 和應(yīng)力修正系數(shù)YF12.491,YF2螺旋角系數(shù)

YS11.636,YS2軸向重合 Y

Y [F查由P204圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極FE1 FE2查由P202圖10-18得彎曲疲勞系KFN1 KFN2 [

=KFN1

0.90500F

[

=KFN2FF

0.93380

YFaFSa,YFa2

①221.68481.4331050.797cos2121302mn

mm對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=72.91mm來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)1mz=72.911m

=27.77取

1nz2 取z2 計(jì)算中心 a=(z1z2)mn=(3070)2=102.234103mm=arccos(12

22103值改變不多,故參數(shù)kZh等不必修正d= cosd=z2 cos

302=61.34702=143.12bdd1172.91

B1

B2低速級大齒輪如上圖V各傳動V各軸轉(zhuǎn)速各軸輸入功率（kw）（kw）（kw）PⅣ各軸輸入轉(zhuǎn)矩(kN·m)帶輪主要參小輪直徑大輪直徑基準(zhǔn)長度5 求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速n3，轉(zhuǎn)矩P3

n3d2=143.21而F

=d

2311.35

Fr=F

tann4348.16cos

Fa=Fttan圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示 先按15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根

Ao

P343表141,選取Ka

查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》22112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d140mm,故取dⅠ40mm.半聯(lián)軸器的長度L112mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L184mm 故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ47mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度 在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ82mm②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,故選用單列角dⅡ47mm,由軸承產(chǎn)品中初步選07010CdDBddDB故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm7010C肩高度h0.07d,取h3.5mm,因此dⅣⅤ57mm,③取安裝齒輪處的軸段dⅥⅦ58mm;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75mm,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lⅥ72mm.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取dⅤⅥ65mm.軸環(huán)寬度b1.4hb=8mm.④軸承端蓋的總寬度為20mm(由器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定).根據(jù)端面間的距離l

,故取lⅡⅢ50mm⑤a=16mmc=20mm.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,取s=8mm,T=16mm,L=50mmlⅣⅤLscalⅢⅣ(5082016248)mm查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》20-14920.6-7.7010C,a=16.7mm,ttFNH1

L2L3

4348.16FNH2L

F4348.16 FLFaFNV1

r L

NV2

NV MH172888.8NMV1FNV1L2809114.8MV2FNV2L382160.8M2MM2MH傳動軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖從動軸的載荷分析圖M2(TM2(T131962552(10.1W

15-1得[1]=60MPaca1]精確校核軸的疲勞強(qiáng)度⑴.判斷截,Ⅱ,Ⅲ,BAⅡⅢB疲勞強(qiáng)度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來C不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但C顯然更加不必要做強(qiáng)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,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.⑵.抗彎系數(shù)W=0.1d3=0.1503

w=0.2d3=0.2503T截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩MT

M

60.816144609N

T3=311.35N

14460911.57MPaT=T3=311350T 45B

1

T1rd

2.0

D58

Tq qK=1+q(1)=1.82K=1+q（T-1）=1.26所以

K=2.8K=1.62

S=

aSS

tSS2SS2S 抗彎系 W=0.1d3=0.1503

w=0.2d3=0.2503T截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M T截面Ⅳ上的扭矩T3

133560T=T3=29493011.80T

=K

1 K=

11所以

K K

S=

aSS

tS