低速級直齒輪二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器

1、華中科技大學(xué)目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算66. 設(shè)計高速級齒輪77. 設(shè)計低速級齒輪128. 鏈傳動的設(shè)計169. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計18軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計18軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計2910. 潤滑與密封3411. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3512. 設(shè)計總結(jié)3613. 參考文獻(xiàn)36一.題目及總體分析題目：設(shè)計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力，運輸帶速度，運輸機滾筒直徑為。單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。工作

2、壽命為八年，每年300個工作日，每天工作16小時，具有加工精度7級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖示：5為電動機，4為聯(lián)軸器，為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有:觀察孔蓋,油標(biāo)和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸

3、承套,密封圈等.。二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為PwF×V7000N×0.5m/s圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.97 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.98 4彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99 輸送機滾筒效率為40.97鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號

4、查得型號Y132S-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min同步轉(zhuǎn)速1500 r/min選用型號Y132S-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下, 取 取 i:總傳動比 ：鏈傳動比 ：低速級齒輪傳動比 ：高速級齒輪傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對

5、應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、 、 、 ；對應(yīng)各軸的輸入功率分別為、 、 、 ；對應(yīng)名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉(zhuǎn)矩T(N·m)T1=28.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=4.2i23=3.5i34=

6、3傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.96六.設(shè)計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.2×24=100.8,取Z2=101。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設(shè)計按式（1021）試算，即）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得 （）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表

7、查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖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（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設(shè)計由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當(dāng)量齒數(shù)（）查取齒

8、形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取，則4幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為109mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、

9、小齒輪的齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后?。?驗算合適七.設(shè)計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.5×24=84。 2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即 ） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪

10、的接觸疲勞強度極限（）由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得 ） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬 （） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù) 假設(shè)，由表查得 由表查得使用系數(shù)由表查得 由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設(shè)計由式得彎曲強度的設(shè)計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖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（） 由圖查得彎曲疲勞壽命

11、系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得 （） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.11，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值2.2。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有取大齒輪齒數(shù)取4幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取5驗算合適八鏈傳動的設(shè)計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為材料選擇40

12、鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率為：3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)及查圖911，可選24A-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應(yīng)得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表98得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號24A1，查圖914可知應(yīng)采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為7 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1軸（輸入軸）

13、及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小,故取KA=1.3,則， 查機械設(shè)計手冊，選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L42，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

14、和長度 （）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，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，故的長度應(yīng)該比略短一點，現(xiàn)取 （2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號6205軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取(3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定（4）軸段5上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠

15、緊,軸段5的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段6的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑應(yīng)根據(jù)的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸入軸的結(jié)構(gòu)布5受力分析、彎距的計算 （）計算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故總支承反力）計算彎矩并作彎矩圖 （）水平面彎矩圖 （）垂直面彎矩圖 （）合成彎矩圖 3）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（C型） 齒輪：選普通平

16、鍵 （A型） 聯(lián)軸器:由式，查表，得 ，鍵校核安全齒輪: 查表62，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式，并取，軸的計算應(yīng)力由表查得，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表取X0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.0400.070之間，對應(yīng)的e值為0.240.27之間，對應(yīng)Y值為1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取則，A軸承的當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命（） 校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽

17、命2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取，于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號6206的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故取，( 2 )軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定

18、軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取( 3)軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（4）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速

19、級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式，并取 由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預(yù)期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計 輸入功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2 第三

20、軸上齒輪受力3初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段2和軸段7用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6309的深溝球軸承，參數(shù)基本： 基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應(yīng)根據(jù)6309的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪

21、右端面上,即靠緊,軸段5的長度應(yīng)比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見CAD圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）計算彎矩）水平面彎矩 在C處，在B處，）垂直面彎矩 在C處（）合成彎矩圖 在C處在B處，（4）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖 (CD段)6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，

22、查表，得 ，鍵校核安全2）高速級鏈輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（A型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，B處當(dāng)量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式，并取由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷當(dāng)量動載荷因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當(dāng)量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命十.潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸

23、承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計手冊可選用工業(yè)齒輪油N200（SH0357-92）。十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df12.2mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.

24、50.6) df10mm聯(lián)接螺栓d2間距L=150200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df7mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d27mm軸承旁凸臺半徑R10 mm軸承蓋螺釘分布圓直徑D1= D+2.5d3(D為軸承孔直徑)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm軸承座凸起部分端面直徑D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>9 mm兩齒輪端面距離4=55 mmdf,d1,d2至外機壁距離C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm機殼上部（下部）凸緣寬度K= C1+ C2Kf=48m