二級展開式圓柱齒輪減速器設計說明書

1、課程機械設計說明書題 目：二級展開式圓柱齒輪減速器 學 院： 機械工程學院 班 級： 過程1102姓 名： 馬嘉宇學 號： 0402110211指導教師： 陸鳳翔目 錄一 課程設計任務書 1二 設計要求 2三 設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 65. 齒輪的設計 76. 滾動軸承和傳動軸的設計 117. 鍵聯(lián)接設計 288.聯(lián)軸器的計算 29帶式運輸機傳動裝置的設計設計任務書 D Fv 動力及傳動裝置已知條件1. 工作條件：8h/天，兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，

2、環(huán)境最高溫度35；2. 使用折舊期：8年；3. 動力來源：電力，三相電流，電壓380/220V；4. 運輸帶速度允許誤差：±5%5. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設計數(shù)據(jù)（1號數(shù)據(jù)） 運輸帶工作拉力F=1500N 運輸帶工作速度v=1.1m/s 卷筒直徑D=220mm 一、傳動裝置傳動方案擬定和傳動方案的確定1.二級展開式圓柱齒輪減速器：優(yōu)點：齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之。缺點：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。2.錐圓柱

3、齒輪減速器：優(yōu)點：齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長。缺點：結構較復雜，橫向尺寸小，軸向尺寸大，間軸較長，剛度差，中間軸潤滑比較困難。3.單級蝸桿減速器優(yōu)點：在輪廓尺寸和結構質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動比（可大于7）； 在任何轉速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲；能傳遞大的載荷，使用壽命長；在一定條件下，蝸桿傳動可以自鎖，有完全保護作用；結構簡單且緊湊，拆裝方便，調(diào)整容易。 缺點：由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動效率較低并且摩擦發(fā)熱大。絕大多數(shù)是蝸桿為主動，蝸輪為從動。4.帶-單級圓柱齒輪減速器：優(yōu)點：結構簡單，帶傳動易加工、成本低，可

4、吸振緩沖，應用較廣泛。缺點：外廓尺寸大，帶的壽命短，需經(jīng)常更換。最終確定的方案為：方案1.二級展開式圓柱齒輪減速器111電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機，電壓380/220V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設計課程設計手冊表1-7可知： ：滾動軸承效率 0.98（滾子軸承） ： 齒輪傳動效率 0.97 （8級精度一般齒輪傳動） ：聯(lián)軸器傳動效率 0.995（彈性聯(lián)軸器） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速按表13-2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比而工作

5、機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有1000、1500兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計手冊表12-1選定電動機型號為Y100L1-4。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.33.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比(1).總傳動比為 =15(2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒

6、軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 3）.各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩為 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。 軸名功率P/kw轉矩T/(N·mm)轉速n/(r/min)傳動比效率I軸1.951430460.95II軸1.854310.873.30.96III軸1.76294.2010.98卷筒軸1.64994.205. 齒輪的設計一第一級齒輪計算1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù), 1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。(3)材料選擇。由機械設計表6.1選

7、擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)2) 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.計算小齒輪傳遞的轉矩 .由機械設計表6.5選取齒寬系數(shù)。.由機械設計表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設計圖6.8b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。.計算應力循環(huán)次數(shù).由機械設計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸

8、疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1 2>.計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 .計算圓周速度 . 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，由機械設計圖6.10查得動載系數(shù)； 由機械設計表6.2查得使用系數(shù)； 由機械設計圖6.13用插值法查得小齒輪非對稱分布時，； 故載荷系數(shù)IV.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 (3)計算齒輪傳動的幾何尺寸1>.計算模數(shù) ，按標準取模數(shù)m=2.5 mm2>.計算分度圓直徑 3>.計算中心距 4>.計算齒輪寬度 取，。5>.計算齒高 h=2.25m=5.625mm(3).按齒根彎曲強度設計 由式6.12， 1>.確定公

9、式內(nèi)的各計算數(shù)值.由機械設計圖6.9b查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù)YST=2.0 . 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)； 由機械設計表6.4查得；. 計算大、小齒輪的并加以比較； ，小齒輪的數(shù)值較大。2>.校核計算 二第二級齒輪的計算（1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。(3)材料選擇。由機械設計表6.1選擇小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，

10、大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=892) 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 2> 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.計算小齒輪傳遞的轉矩 .由機械設計表6.5選取齒寬系數(shù)。.由機械設計表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設計圖6.8b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。.計算應力循環(huán)次數(shù).由機械設計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1

11、2>.計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 .計算圓周速度 . 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，由機械設計圖6.10查得動載系數(shù)； 由機械設計表6.2查得使用系數(shù)； 由機械設計圖6.13用插值法查得小齒輪非對稱分布時，； 故載荷系數(shù)IV.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 (3)計算齒輪傳動的幾何尺寸1>.計算模數(shù) ，按標準取模數(shù)m=2.5 mm2>.計算分度圓直徑 3>.計算中心距 4>.計算齒輪寬度 取，。5>.計算齒高 h=2.25m=5.625mm(3).按齒根彎曲強度設計 由式6.12， 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值.由機械設計圖

12、6.9b查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應力修正系數(shù)YST=2.0 . 查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)； 由機械設計表6.4查得；. 計算大、小齒輪的并加以比較； ，小齒輪的數(shù)值較大。2>.校核計算 (5).結構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按機械設計圖6.26薦用的結構尺寸設計，并繪制大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，

13、故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動.6. 滾動軸承和傳動軸的設計(一).軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表11.3，得 ，由于鍵槽的影響，故 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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表10.1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.

14、軸的結構設計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為保證半聯(lián)軸器軸向定位的可靠性， 應略小于，故取=582）處軸肩高h=(0.070.1）d,故取h=3mm,則 2).初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取型號為30208的軸承，其尺寸為，故 3）為方便安裝， ，取=45mm4)為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，5)齒輪的定位軸肩高度h=(0.070.1）d,取h=3.5,取5）參見表11.6，軸環(huán)的寬度b1.4h=4.9,故取6）取7）參考資料，a=10,s=10,則(2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接

15、。按由機械設計手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計手冊，取右軸端圓角，左軸端為.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將

16、計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1查得因此，故安全。.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力

17、集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。 (2).截面左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表11.2,得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設

18、計附表3-2查取。因，經(jīng)差值后可查得 ， 又由機械設計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應力集中系數(shù)為 由機械設計附圖3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖2.12得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 查手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取,，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。 (3).截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側的安全系數(shù)為 故

19、該軸在截面右側的強度也是足夠的。.繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表15-3，取，于是，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結構和尺寸，取。.齒輪軸的結構設計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑； 2).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，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列角接

20、觸球軸承7006AC，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端-的直徑，。軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度

21、配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端圓角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1查得因此，故安全。(三).滾動軸承的校核軸承的預計壽命 計算輸入軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力