二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書

1、二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書一、 設計任務書 設計一個用于膠帶輸送機卷筒（如右圖）的傳動裝置。 原始條件和數(shù)據(jù)： 膠帶輸送機兩班制連續(xù)單項運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動，室內有粉塵；使用期限10年，大修期3年。該機動力源為三相交流電，在中等規(guī)模機械廠小批生產(chǎn)。輸送帶速度允許誤差為5%，工作機效率為0.94.選擇i03組數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力：f=2000(n)輸送帶速度: v=0.9(m/s)卷筒直徑： d=300(mm)二前言1.題目分析根據(jù)題目，此膠帶輸送機每日工作16小時，載荷平穩(wěn)，空載起動，無需考慮起動力矩。在室內工作，因此，結構不能太大。有粉塵，采用閉式結構，密封要求較高。使用期限十年

2、，大修期限三年，在大修期時更換滾動軸承等零部件。使用期限較長。在中等規(guī)模機械廠小批生產(chǎn)。2.傳動方案的擬定根據(jù)以上的條件，決定采用普通齒輪傳動。因為齒輪傳動具有外廓尺寸小，傳動精度高，工作壽命長等優(yōu)點。因為有較大的傳動比，采用兩級閉式齒輪傳動?？紤]到實際工況，要求箱體的長度較小，因此采用二級展開式圓柱齒輪傳動。3.傳動裝置運動簡圖如下圖: 標 題內 容結 論一、選擇電動機1、選擇電動機的類型(1)確定電動機的功率(2)確定工作裝置所需要的功率(3)確定電動機的輸出功率(4)確定電動機的額定功率2、確定電動機的轉速(1)確定卷筒軸的轉速(2)確定電動機的滿載轉速 3、總傳動比計算和傳動比分配(1

3、)總傳動比的計算(2)傳動比的分配 3、傳動裝置運動參數(shù)的設計(1)各軸轉速的計算(2)各軸輸入功率計算(3)各軸輸入轉矩的計算4、將以上數(shù)據(jù)列表2、 齒輪的設計1、 高速齒輪的設計(1) 齒輪的選用(2) 按齒面接觸強度設計1) 確定公式內的各項計算數(shù)值2） 計算(3) 按齒根彎曲強度設計1) 確定公式內的各計算數(shù)值3) 設計計算4) 幾何尺寸計算5) 齒輪傳動的幾何尺寸6）結構設計及繪制齒輪零件圖2、 低速齒輪的選用(1) 齒輪的選用(2) 按齒面接觸強度設計1) 確定公式內的各計算數(shù)值2) 計算(3) 按齒根彎曲強度計算1) 確定公式各計算數(shù)據(jù)2) 計算(4) 幾何尺寸計算(5) 齒輪傳

4、動的幾何尺寸6）結構設計及繪制齒輪零件圖 3、 軸的設計1、 高速軸的設計(1) 軸材料的選擇(2)初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計計算（4）各軸段直徑的確定2、中速軸及低速軸的設計（1）各段直徑的確定（2）聯(lián)軸器的選擇3、軸的校核（1）計算彎矩，作彎矩圖（2）強度校核（3）畫出彎矩圖及扭矩圖四、鍵的選擇與校核五、箱體的設計六、減速器的潤滑與密封1、減速器的潤滑2、減速器的密封七、減速器附件及其說明1、軸承端蓋的設計說明2、游標的設計說明3、排油孔螺栓及封油墊的結構設計說明4檢查孔蓋板的設計八、設計小結1、設計的優(yōu)缺點及改進意見2、設計感想九、參考文獻按已知工作要求和條件選用y系列一般用

5、途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。膠帶輸送機所需功率pw按式fwvw/1000w計算。式中fw=2000n vw=0.9m/s w=0.94.代入上式得: =1.91 kw查表24得：滑塊聯(lián)軸器效率： =0.99滾動軸承效率: =0.9958級精度齒輪傳動(稀油潤滑)效率： =0.97故傳動裝置傳動總效率為：電動機的輸出功率：載荷平穩(wěn).電動機額定功率只需略大于pd即可.按表8-184中y系列電動機技術數(shù)據(jù).選電動機的額定功率為3.0kw查課程設計表得單級圓柱齒輪的傳動比范圍為=則二級圓柱齒輪總傳動比為范圍為：電動機的轉速可選范圍符合這一范圍的同步轉速有750r/min及1000r/min兩

6、種，根據(jù)實際情況，選常用的同步轉速為1000r/min的y系列的電動y132s-6，其滿載轉速為960r/min.。軸的直徑必須和電動機的安裝尺寸相配套，查表8-187，得軸的伸出端直徑為30mm=960/57.3=16.75由于是二級展開式圓柱齒輪減速器，所以兩級齒輪的傳動比比較近似，根據(jù)經(jīng)驗公式，優(yōu)化齒輪傳動比取高速級齒輪的傳動比：取低速級齒輪的傳動比: =16.75/4.79=3.50高速軸：中速軸：低速軸：工作軸：高速軸：中間軸：低速軸：工作軸：高速軸：中間軸：低速軸：工作軸：電動機輸出轉矩 ： 軸參名 數(shù)電動機軸高速軸中間軸低速軸工作軸轉速n（r/min）960960200.457.

7、3057.30功率p(kw)2.272.242.071.921.90轉矩t（nm）22.5822.2898.6320316.67傳動比i14.793.501效率0.9750.9650.9650.9851）齒圓柱齒輪傳動2）選用8級精度3）材料選擇：大齒輪材料為45鋼，硬度為240hbs小齒輪材料為40cr，硬度為280hbs4） 初定小齒輪的齒數(shù)：則大齒輪齒數(shù)： 1、 由表5-6查得：載荷平穩(wěn)，因此選載荷系數(shù)kt=1.32、 計算小齒輪傳遞的轉矩：3、 由表5-9，選取齒寬系數(shù)4、 由表5-7查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.85、 按圖5-28查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強

8、度極限6、 計算應力循環(huán)次數(shù)：7、 取接觸疲勞壽命系數(shù)：,8、 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=11、 計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值，取48mm2、 計算圓周速度v3、 計算齒寬b4、 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：齒高：5、 計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由機械設計查得動載系數(shù)。直齒輪：查得使用系數(shù)，8級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，由，最后查得故載荷系數(shù)6、 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7、 計算模數(shù)1、 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲疲勞強度極限2、 取彎曲疲勞壽命系數(shù),3、 計算彎曲疲勞強度的許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,則4、

9、計算載荷系數(shù)k5、 查取齒形系數(shù)：，6、 查取應力校正系數(shù)：,7、 計算大小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大對此計算結果，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)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.3115為標準值并就近圓整標準值按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)：這樣的設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1、 計算分度圓直徑2、 計算中心距3、 計算齒輪寬度，取，名稱計算公式結果

10、分度圓直徑模數(shù)中心距齒形角齒頂高齒跟高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬d1=z1md2=z2mma=m(z1+z2)/2ha1=mha2=mhf1=1.25mhf2=1.25mh=ha+hfda1=d1+2ha1da2=d2+2ha2df1=d1-2hf1df2=d2-2hf2b1b252mm200mm2mm126mm202mm2mm2.5mm2.5mm4.5mm56mm204mm47mm195mm52mm47mm1、齒輪1的結構設計由于齒輪1的直徑太小，故應該將齒輪1做成齒輪軸的形式。選用標準結構參數(shù)從而壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。1、 齒輪2的結構設計由于齒輪2的直徑在200500范圍內，

11、故應該將齒輪2與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結構參數(shù)計算如下(是齒根圓直徑，其它參數(shù)符號說明如右圖2所示)： d11.6d=1.648=76.8mm d1=da-10m2=182mmd0=0.5(d1+d1)=130.3mmd0=0.25(d1-d1)=26.3mmc=0.3b=17.1mm齒圓柱齒輪傳動選用8 級材料選擇：大齒輪材料為45鋼，硬度為240hbs小齒輪材料為40cr，硬度為280hbs初定小齒輪的齒數(shù)：則大齒輪齒數(shù)： 1、試選載荷系數(shù)kt=1.32、計算小齒輪傳

12、遞的轉矩：3、查表，選取齒寬系數(shù)4、由表查得材料的彈性影響系數(shù)5、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極度；大齒輪的接觸疲勞強度極限6、計算應力循環(huán)次數(shù)：7、取接觸疲勞壽命系數(shù)：,8、計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=11、計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小值2、計算圓周速度v3、計算齒寬b4、計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)：齒高：5、計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由機械設計查得動載系數(shù)， 直齒輪：由表查得使用系數(shù)，8級精度，小齒輪相對支承非對稱分布時，由，得故載荷系數(shù)6、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑7、計算模數(shù)1、查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲疲勞強度極限2、

13、取彎曲疲勞壽命系數(shù),3、計算彎曲疲勞強度的許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4,則4、計算載荷系數(shù)k5、查取齒形系數(shù)得：，6、查取應力校正系數(shù)得：,7、計算大小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大對此計算結果，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)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.8984為標準值并就近圓整標準值按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)：這樣的設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避

14、免浪費。1、計算分度圓直徑2、中心距的計算3、 計算齒輪寬度，名稱計算公式結果分度圓直徑模數(shù)中心距齒形角齒頂高齒跟高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬d3=z3md4=z4mma=m(z3+z4)/2ha3=mha4=mhf3=1.25mhf4=1.25mh=ha+hfda3=d3+2ha3da4=d4+2ha4df3=d3-2hf3df4=d4-2hf4b3b496mm336mm3mm216mm203mm3mm3.75mm3.75mm6.75mm102mm342mm88.5mm328.5mm96mm90mm1、齒輪3的結構設計由于齒輪3的直徑較小，根據(jù)書關于圓柱齒輪的論述，應該將齒輪3做成實心式

15、的。選用標準結構參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。2、 齒輪4的結構設計由于齒輪4的直徑在200500范圍內，故應該將齒輪4與軸分開來制造，且做成鍛造腹板圓柱齒輪的形式（腹板上開6個孔）。由于是單件生產(chǎn)，故采用自由鍛，此時沒有拔模斜度。同樣，壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。結構參數(shù)計算如下(參數(shù)符號說明如圖所示)：因為3軸上滾動軸承的內徑為(參見軸的結構設計部分)，故取d11.6d=1.664=102.4mm d1=da-10mn=308mmd0=0.5(d1+d1)=205.2mmd0=0.25(d1-d1)=51.4mmc=0.3b=30.6mm減速器的功率不大，無特殊要求，故選用最常用的4

16、5鋼并正火處理,由表12-2得=103126 =30取則：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器軸的直徑為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故時由于軸的轉速較高且稍有沖擊，為了減小進去載荷，緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，由于彈性柱銷聯(lián)軸器結構簡單、安裝方便、耐久性好，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器.1. 查課程設計表8-179，選用hx2型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術參數(shù)：公稱轉矩，滿足；其許用轉速，滿足；結構參數(shù)：其軸孔直徑最小為30mm，選結構最簡單的y型軸孔和a型鍵槽，電動機輸出端孔徑及孔長為；減速器輸入端的孔

17、徑及孔長為，半聯(lián)軸器的孔徑，故，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器的配合轂孔長度。2.1.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸需制出一軸肩，定位軸肩的高度h=(0.07-0.1)d,故取d2=36mm,初步選擇滾動軸承：根據(jù)上面計算出的最小軸徑及高速軸與連軸器相聯(lián)軸徑知，選用內徑為30mm的軸承比較恰當，先選用6208的深溝球軸承，其內徑d=40mm，外徑d=80mm,寬度b=18mm，d3=40mm,而l3=18mm,右端滾動軸承采用軸肩進行軸定位，所以d3=d7=40mm。安裝尺寸 ，2由于軸承旁聯(lián)結螺栓直徑一般取m12。所以c1=18mm,c2=16mm。所以與軸的配合長度l2=50mm.3、4段長

18、度、寬度與中速軸上的齒輪、箱體內壁到齒輪的距離、及圓臺長度，且需要一個軸肩用于定位，所以 d4=43mm，。4、5段由于齒輪是做在軸上的，高速軸齒輪齒頂圓直徑為56mm，齒寬b1=51mm，所以，。5為滿足軸向定位，4軸需制出一軸肩，定位軸肩的高度h=(0.07-0.1)d，所以, l6=16mm。6 7段安裝軸承，所以長度和寬度與第3段一樣，即 , 。中速軸和低速軸各段直徑的設計方法同高速軸的設計一樣，具體過程略 中速軸： ， ， ， ， ， ，低速軸： ， ， ， ， ， ， , 低速軸、中間軸與工作軸的聯(lián)接選擇聯(lián)軸器：計算轉矩tca=kat3=1.5320=480nm按低速軸軸徑選擇。查

19、書表，選用hx2型彈性柱銷聯(lián)軸器。其技術參數(shù)：公稱轉矩，滿足；其許用轉速，滿足；結構參數(shù)：聯(lián)軸器輸出端軸徑選擇42mm；結構參數(shù)：因無特殊要求，兩半聯(lián)軸器均選結構最簡單的y型軸孔和a型鍵槽，減速器輸出端孔徑及孔長為42112mm； 由于高速軸、中速軸轉速較高，載荷較小在徑向載荷，用深溝球軸承，由于低速軸的轉速較低，徑向載荷較大選用深溝球軸承中速軸：查參書根據(jù)中速軸的最小直徑(30mm)初步選擇深溝球軸承代號為6208，其內徑d=40mm，外徑d=80mm,寬度b=18mm，安裝尺寸 ，低速軸：查書根據(jù)軸的最小直徑(41mm)及低速軸與外傳動連軸器連接軸徑值42初步選擇深溝球軸承代號為6211，

20、其內徑，外徑,寬度，安裝尺寸 ， 1. 高速軸受力,做出彎矩圖,并按計算結果分別作出水平上的彎矩mh和垂直面上的彎矩圖然后按下式計算總彎矩并作出m圖.如圖所示ft1=2t1/d1=222.28100052=856.9n fr1=ft1tan=856.90.36=311.9nmv=fr117051221=12236.1nmmmh=ft117051221=33616.8nmmm=mv2+mh2=35774.5nmm已知軸的彎矩和扭矩后,可針對某些危險截面做彎扭合成強度校核計算.按第三強度理論,計算應力ca=2+42通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是針對循環(huán)應變力.而由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則通常不是對稱

21、循環(huán)變應力.為了考慮兩者的特性不同.引入折合系數(shù)計算公式變?yōu)閏a=2+4()2 式中的彎曲應力為循環(huán)變應力.當扭矩切應力為靜應力時,取=0.3.當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時,取=0.6.若扭轉切應力亦為對稱循環(huán)變應力則取=1對于直徑為d的圓軸,彎曲切應力為=mw,扭轉切應力=twt=t2w,將和代入式,則軸的彎扭合成強度條件為ca=(mw)2+4(t2w)2=m2+(t)2w-1 w=d3320.1d3 ca=35774.52+(22.281000)20.1523=3mpa60mpa 因為高速軸軸的直徑最細，且轉速最大，因此只需校核高速軸即可。軸的基本結構設計根據(jù)以上軸最小直徑的計算，聯(lián)軸器

22、的選用，滾動軸承的選用，以及齒輪的設計計算，初步設計軸的基本結構如下：高速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.取右邊的鍵的尺寸為6680中速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.齒輪的尺寸, 采用套筒定位.2號齒輪的端的鍵為14940,3號齒輪的那一端鍵槽的尺寸為14990低速軸：根據(jù)軸的最小尺寸.軸承.齒輪的尺寸, 采用套筒定位.4號齒輪的端的鍵為181170 參考機械設計課程設計表4-6箱體（座）壁厚（）=80.025a+=6.9mm箱蓋壁厚（）=8=0.85=0.858=6.8箱底，箱蓋，箱座底凸緣厚度（b1,b2,b3）b1=12b1=1.5=12b2=12b2=1.5=12b3=20b3=2.5=20

23、地腳螺栓直徑及數(shù)目（df,n）df=16df=0.04a+8=14.24n=4n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1d1=12d1=0.75df=12箱蓋，箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2d2=12d2 =(0.5-0.6)df=12螺栓的間距：由實際結構而定軸承端蓋螺釘?shù)闹睆郊皵?shù)目(d3,n)d3=10n(1,2,3)=4查表得檢查端蓋螺釘?shù)闹睆絛4d4=8雙級減速器d4=8df,d1,d2至箱外壁距離c1c1=16查表4-6df,d2至凸緣邊緣距離c2c2=14軸承座外徑d2d2(1)=120d2(2)=120d2(3)=140由實際結構決定軸承旁聯(lián)接螺栓距離ss1=124.5 s2=138s3=161s軸承

24、旁凸臺半徑r1r1 =14r1=c2軸承旁凸臺高度hh根據(jù)低速軸軸承座、外徑d2和md1扳手空間c1的要求由結構確定箱外壁至軸承座端面距離l1c1+c2+（58）箱座肋厚m1 =10m=10m10.851m0.85大齒輪頂圓與箱內壁間距離齒輪端面與箱內壁距離1=122=1011.221)、齒輪的潤滑低速級大齒輪的圓周速度為v=0.62m/s12m/s所以采用浸油潤滑，應沒過大齒輪齒頂16.5mm滿足使中間大齒輪浸沒超過一個齒高h=5.7的要求。2） 、軸承的潤滑采用油脂潤滑，為了防止油液進入軸承，在箱體內設置封油環(huán)。對于中間的軸承座， 由于結構要求緊湊，油脂不容易添加，采用了刮油潤滑。因此，在

25、內箱壁上用螺栓固定一刮油潤滑采用刮油板，從齒輪上刮下的油可以通過刮油板下方的導油槽流到中間軸承座上的注油孔，然后流入軸潤滑承座。軸伸出端的密封：高速軸：密封處軸徑的圓周速度低速軸：密封處軸徑的圓周速度由于圓周速度較小所以都采用氈圈式密封高速軸端蓋：d=47mm(軸承外徑)d0=67mmd2=87mmd4=37mm中間軸端蓋: d=52mm(軸承外徑)d0=72mmd2=92mmd4=37mm低速軸端蓋：d=90mm(軸承外徑)d0=115mmd2=140mmd4=75mm由油標上面的油痕來判斷油面的高度是否適合。油標的尺寸：使用m12的螺紋d1=4mm,d2=12mm,d3=6mm,h=28m

26、m,a=10mm,b=6mm,c=4mm,d=20mm,d1=16mmd=m16*1.5 d0=26 l=23 l=12 a=4 d=19.6 s=17 d1=0.95 s=16.15 d1=17 h=2因為減速器的軸向尺寸較大,為了加大窺視孔,以方便檢修,把窺視孔做成長方形。如下圖根據(jù)減速箱體的尺寸：設計 b2=154mm, b1=174mm, b=134mma1=140mm, a2=120mm本減速器采用二級展開式圓柱齒輪優(yōu)點：箱體的長度可以較小，占用的空間較少，兩個大齒輪的浸油深度可以大致相同。缺點：設計的軸比較細長，剛度較差；高速級齒輪采用了直齒圓柱齒輪，高速性能較差；高速軸和電動機軸以及低速軸與外部傳動軸用