兩級圓柱齒輪減速器.

1、目錄機械設計課程設計任務書 11、機械系統(tǒng)總體設計21.1、傳動方案設計21.2、電動機的選擇22、傳動裝置總體設計42.1、總傳動比及分配各級傳動比計算 42.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5'3、傳動零件的設計計算63.1、帶傳動零件設計計算 63.2、減速器內(nèi)傳動零件設計計算 8'、齒輪材料選擇8、高速級齒輪設計計算 8、低速級齒輪設計計算 104、 總裝配設計計算134.1、軸系零件設計計算13、輸入軸的設計計算13、中間軸的設計計算14、輸出軸的設計計算15、軸承的選擇計算21、鍵的設計計算234.2、聯(lián)軸器選擇234.3、減速器的潤滑與密封 235、設計總結236、

2、參考文獻24機械設計課程設計任務書課程設計題目 皿：設計兩級圓柱齒輪減速器（展開式）1、設計要求：設計熱處理車間零件清洗用傳動設備。該傳輸色設備的傳動系統(tǒng)由電動機經(jīng)減速器裝置后傳至傳送帶。兩班制工作。使用期限為5年。傳輸帶運動速度的允許誤差為土 5%。2、原始數(shù)據(jù):原始數(shù)據(jù)題號C1C2C3C4C5C6C7C8C9C10滾筒直徑mm300330340350360380380300360320傳送帶運行速度 m/s0.630.750.800.850.850.900.800.700.840.75傳送帶主動軸扭矩 Nm700670650650900850950900660900設計題號為：C83、運動

3、簡圖:滾簡I1/亠/聯(lián)牡器電動機4、設計工作量：1、減速器裝配圖1張（A1或A2 ）;2、零件工作圖13張；3、設計說明書1份。1、機械系統(tǒng)總體設計1.1、傳動方案設計傳動方案如圖所示為帶傳動聯(lián)接的展開式二級圓柱齒輪傳動1.2、電動機的選擇1 ）、選擇電動機的類型:按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V , Y型2 ）、選擇電動機容量：電動機所需的工作功率為Pd Pw kwa（其中：Pd為電動機功率，Pw為負載功率，a為總效率。）負載功率為滾筒運輸?shù)垭妱訖CZFv TvPv 10001000r kW因此有FvTv1000 a1000r akw傳動裝置的總效率a應為組成傳動

4、裝置的各部分運動副效率只之乘積，即:42a 12345式中：1、2、 3、4、 5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率取傳動效率為帶傳動的效率 ,0.96滾動軸承效率 20.98閉式齒輪傳動效率3 0.97聯(lián)軸器效率40.99卷筒效率50.96則有a0.96 0.984 0.9720.990.960.79電動機的功率為Tv9000.70d5.32 kw1000r a1000 0.15 0.793 )、確定電動機轉速：卷筒軸工作轉速為6010001.7n60 1000v/D 44.56 r/min300查表得：取V帶傳動的傳動比h 24，二級圓梯形齒輪減速器傳動比i2840,即為

5、減速器的總傳動比，所以電機的可選范圍為。nd' ia n (16160) 44.56712.96 7129.60 r/min則符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、1500和3000r/min 。根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比 方案，如下表1.1 :綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第？方案比較適合。因此選定電動機型號為 丫132S-4 ,其主要性能如下表1.2 :表1.1方案電動機型額定功率電動機轉速r/min重量傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器號kw/kg1Y132S1-25.53000290

6、06465.082Y132S-45.5150014406832.322.512.933Y132M2-65.510009608421.542.39.374Y160M2-85.575072011916.16表1.2電動機型號額定功率Kw電動機轉速r/min堵轉轉矩最大轉矩同步轉速滿載轉速額定轉矩額定轉矩Y132S-45.5150014002.22.3電動機主要外形和安裝尺寸如下表1.3（單位：mm ）中心外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓軸伸尺寸裝鍵部位尺寸高HL X(AC/2+AD) XHDA XB孔直徑KD XEFXG132475 X345 X315216 X1401238 X8010 X332、傳

7、動裝置總體設計2.1、總傳動比及分配各級傳動比計算1 ）、減速器的總傳動比為：nm144032.32n 44.562 ）、分配傳動裝置傳動比:ia i° i（式中i°為帶傳動的傳動比，初步取 2.5, i為減速器的傳動比。）則減速器的傳動比i ia/i。32.32/2.512.933 ）、按展開式布置考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由展開式曲線查得ii 4.29，則i2 i/ii 12.93/4.293.01 02.2、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 ）、各軸的轉速I軸：n1nm / i01440/2.5576.00 r/minU軸：ni /i1576.00/4.291

8、34.27 r/min川軸：門2 /匚2134.27/3.0144.60 r/min卷筒軸:5n344.60 r/min2 ）、各軸的輸入功率I軸：RFd01Rd15.32 0.965.11kWU軸：P2R12 R235.11 0.98 0.974.86kW川軸：ER223B234.86 0.98 0.974.62kW卷筒軸：P4F334F3244.62 0.98 0.994.48kV則I -川軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98.3 ）、各軸的轉矩電動機的輸出轉矩:5.32Td9550955035.28N ?mnm1440I軸:T1Tdi0135.28 2.50.9684.67N ?

9、mII軸:T2T1i12384.674.29 0.98 0.97345.29N ?mm軸:T3T2i2 23345.293.010.98 0.97987.98N ?m卷筒軸：T4 T324987.98 0.98 0.99958.54N ?m則I -川軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入輸入轉矩乘軸承效率0.98運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表:軸名功率P/KW轉距T/N M轉速nr/min轉動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸5.3235.2814402.50.96I軸5.115.0184.6782.98576.004.290.95n軸4.864.76345.29338.38134.273.010.95川

10、軸4.624.53987.98968.2244.6010.97卷筒軸4.484.39958.54939.3744.603、傳動零件的設計計算3.1、帶傳動零件設計計算1 )、計算功率Pc查表有工況因數(shù)KA 1.2，故Pc KAP 1.2 5.56.60kw2 )、選取V帶型號根據(jù)Pc 6.60kw, nm 1440 r/min，查圖表確定選用 A型3 )、確定帶輪基準直徑D1和D2查表選取D1125mm ,£ 1%，得D2(1(1-0.01) 125 1440309.38 mm山576查表取D2315mm大帶輪轉速實際n1(1-嚴D2(10.01) 125 1440565.72r /

11、 min315則誤差ni-m576 565.725760.018=1.8%<5%，故允許。4、驗算帶速vTD1 nmn 125 1440v 60 100060 10009.42m/s 25m/s，方案合適。5 ）、確定帶長和中心距a初步選取中心距a0 650mm，則有帶長L 2a0(D1 D2)2(D2 D1)4a。650 3.14(125 315)2(315 125)4 6502004.68mm查表取基準長度Ld2000mm實際中心距D2)222Ld - nu D2) -8( D2 D1)647.63mm6）、驗算小帶輪包角aa 180°d2d1a57.3°180&

12、#176;315-12557.3°163.19°120°647.63驗證方案適合7 ）、確定V帶根數(shù)Z傳動比nm 1440ni5762.5查表有 P01.92 kW、AF00.17kW、Ka0.960、Kl 1.03。則有V帶根數(shù)Pc3.196.60(F0 AP°)KaKL (1.92 0.17) 0.960 1.03取Z=4根8 ）、求軸上載荷1、張緊力Fo 500 驚 1) qv2查表得q 0.10kg/m，所以單根V帶的張緊力:500(-22-1) 0.10 9.422 149.37N4 9.42 0.9602、軸上載荷Fq 2ZF°si

13、n a2149.37.163.19° sin1182.13N9 ）、結構設計小帶輪D1125mm ； 大帶輪D2315mm3.2、減速器內(nèi)傳動零件設計計算、齒輪材料選擇初選大小齒輪的材料均45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。其硬度在229-286HBS，齒輪等級精度為8級。由于減速器要求傳動平穩(wěn)，所以用圓柱斜齒輪。初選10、高速級齒輪設計計算1 ）、查取教材可取得：KA 1.25, KV 1.15, K 1.2, K 1.1KKAKVK K 1.25 1.15 1.2 1.1 1.898傳動比i14.29由表查得各數(shù)據(jù)如下：ZH 2.50 , ZE 189.8 , Z 0.88，取10°則

14、 Z 0.992 )、接觸疲勞施用應力查圖可知：Hllm1Hlim2 590MP；Sh min匸1則應力循環(huán)次數(shù)：N160n1 jLh60 576 1 16 582506.91 10注釋：一天16小時，五年,一年250天計算N2 N1/i186.91 10 /4.291.61810又查圖可取：Zn1 Zn2 1.1貝UHLIimZN 590 匸1 uccmcHP1 HP2590 MPSH min匸13 )、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d 1.2d1 3ZhZeZ zHP2?2K？(u 1)d u2.47 189.8 0.88 0.99 22 1.898 84.67 1035901.2(4.2

15、9 1)4.2954.09mm4 )、確定中心距a54.09-2- (1 °29)d1 a (1 h)2就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定a143.07 mm150mm。5 )、選定模數(shù)mn、齒數(shù)z1、z2和螺旋角mna2cos(ZiZ2)一般 Z11730，取Z2108，則2 a cos8o15°。初選 Z125，10，則 Z2z1 i125 4.29107.25由標準模數(shù)取mn2.25ZiZ2取Z1z2131Z1取Z125Z2131252 150 cos10 2.2225 1082a cosmnZ1Z21 i1106106/25o102 150 cos

16、1(f1311 4.294.24齒數(shù)比：Z2/Z1與i14.29的要求比較，誤差為1 mn(Z1 Z2) cos2a滿足要求。6 )、計算齒輪分度圓直徑2.2524.76131.311.17%，1 2.25cos2 150可用。于是13110.735°10o44 6小齒輪d1mnZicos2.25 25cos10.735°57.25mm大齒輪d2mnZ22.25 106coscos10.735o242.74mm7 ）、齒輪工作寬度b dd11.2 54.0964.9mm圓整大齒輪寬度b265mm取小齒輪寬度bi70mm8）、校核齒輪彎曲疲勞強度查表可知：F lim1 Fli

17、m2220MPaF limYSTFpSF minYnSF min2201.5 ； Yn1 Yn2 1； Yst 221293.33MPa1.5根據(jù)Z1、Z2查表則有：YFa1Y2.62 ； YFa22.17 ； Y；a11.59 ； Ysa2 1.80 ； Y 0.68F1F20.902KT11.898 84.67“論匕1丫丫2F1込 84.82 4型YFa1Ysa12.62 1.5970 57.25垃 2.62 1.59 0.68 0.90 90.87MPa2.2579.53MPa FPFp所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求,此種設計合理。、低速級齒輪設計計算1 ）、查取教材可取得：Ka 1

18、.25，Kv1.15， K 1.2， K 1.1，K KaKvK K 1.25 1.15 1.2 1.1 1.898傳動比i23.01由表查得各數(shù)據(jù)如下：ZH 2.50，ZE 189.8 ，Z 0.88，取10o則 Z0.992 ）、接觸疲勞施用應力查圖可知：H lim3 H lim4 590MP ； Sh min1.1則應力循環(huán)次數(shù)：8N360n2jLh 60 134.27 1 16 5 2501.61 10 注釋：一天 16 小時，五年，一年 250 天計算8 8N4 N3/i21.61 10 /3.010.54 10又查圖可?。篫n1 Zn2 1.2貝UHP3HP 4HLlimZN 59

19、0 1.2643.64MPSH min1.13 ）、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d 1.2d33ZhZeZ zHP2?2K？(u 1) d * u22.47 189.8 0.88 0.99643.641.23.0183.68mm4 ）、確定中心距a沁(1 3.01)2a 寮1 i2）就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定a167.78mm175mm。5 ）、選定模數(shù)mn、齒數(shù)Z3、Z4和螺旋角a2cos(Z Z4)般 z 1730，8°15°。初選 Z325，10，則 Z4z3 i222 3.0166.22取Z466，則mn2acos2 175 cos10&

20、#176;3.917Z3Z4由標準模數(shù)取22 66o10Z3Z42acos2 170 cos10°86.17mn取 Z3Z486Z3Z3Z41 i2861 3.0121.45取 Z321Z4862165齒數(shù)比：z4/z365/213.095與i23.01的要求比較，誤差為cos12a2.8%，可用。于是cos 1 4 8610.6243o 10o37 282 175滿足要求。6 ）、計算齒輪分度圓直徑 小齒輪d3mnZ3cos4 21cos10.735o85.47mm大齒輪d4mnZ4cos4 65cos10.6243o264.54mm7 ）、齒輪工作寬度dd31.2 83.6810

21、0.4mm圓整大齒輪寬度d 100mm取小齒輪寬度b 105mm8）、校核齒輪彎曲疲勞強度查表可知：f lim1 Flim2220MPaFpF limYST ySf min1.5 ； Yn1Yn 21 ；220 2Sf min1.51293.33MPa根據(jù)Z3、Z4查表則有：YFa32.76 ； YFa42.26 ；Y>a31.55 ； Ysa41.74 ； Y 0.68 ；0.90F3F42KT2 y y yy Fa3 Ga3b3d3mnYFa4Ysa42.26 1.74f 395.60YFa3Ysa32.76 1.5531.898 345.29 10105 85.47 487.88M

22、Pa2.76 1.55 0.680.90 95.60MPa FpFP所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理所以齒輪的基本參數(shù)如下表2.1所示：表 2.1ha1 c 0.25名稱符號公式齒1齒2齒3齒4齒數(shù)ZZ251062165傳動比ii4.243.095模數(shù)mm2.254螺旋角10o44 610o37 28分度圓直徑dd mz57.25242.7485.47264.54齒頂咼hahah；m2.252.2544齒根高hfhf (h* c*)m2.81252.812555齒頂圓直徑dada d2ha61.75247.2493.47272.54齒根圓直徑dfdf d2hf51.625237

23、.11575.47254.54中心距aa m(z-i z2 )/2150175齒寬bbdd170751051004、總裝配設計計算4.1、軸系零件設計計算、輸入軸的設計計算1 ）、材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1102 ）、各軸段直徑的確定：由 d c/p， p=5.11kw,n=576r/min,貝Ud1 11O3岸1 22.77mm ,因為裝小帶輪的電動機軸徑d 38，又因為高速軸第一段 576軸徑裝配大帶輪，且d1（0.8 1.2）d，取d1 =30, L1 =60mm,因為大帶輪靠軸肩定位，所以取d2=35, L2 =34（初步估算）21，d3段裝配軸承，取d3 =35，選用3030

24、7軸承，Ls=22.75，d 4段是定位軸承，取d 4=45， L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定后再確定，初定為 135mm。d 5段裝配齒輪直徑：判斷是否做成齒輪軸ed-4 t1 1.25m2 1查手冊得ti =3.3，得e 0.0125 2.25 1.25 2.8125,因此做成齒輪軸.此時齒寬為30d6段為齒輪定位段，d6=45，初定L6=15d7裝配軸承所以 d7= d3=45， L7 = L3 =22.753 ）、鍵的設計與校核：根據(jù)d130mm, T184.67Ngm，由于d130在30: 38范圍內(nèi)，故d1軸段上采用鍵b h : 87 ,采用 A型普通鍵:L1 =60mm 綜合考慮取丨=5

25、2mm。查表,b 50:34T14 84.67 1060，36.65Mpapdhl 30 7 (52 8)所選鍵為：b h l:8 7 52強度合格。、中間軸的設計計算1 ）、材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，C=1102 ）、各軸段直徑的確定：由 d C 3 P , p=4.86kw,n=134.27r/min則d11103 4.8636.39mm,1134.27d1段要裝配軸承，取 d1=50，選用30310軸承，初步取L1=55，d2裝配低速級小齒輪，且 d d1取d2=52， L2=100，d3段主要是定位高速級大齒輪，取d3 =64，L3=12，d4裝配高速級大齒輪，取 d4=52，L4=

26、60d5段要裝配軸承，取 d5 =50 , L5 =523 ）、鍵的設計與校核已知 d2 d452,T2，由于 d2（44 50），所以取bh:16 10，采用A型普通鍵：取鍵長為86和56有 b 100： 120鍵的校核為:bl4Tdhl4 345.29 10352 10 (86 16)37.94Mpa匹 4 34529 1 0366.40Mpa bdhl 52 10 (56 16)所選鍵為：b h I :16 10 86b h l :16 10 56、輸出軸的設計計算1 ）、選擇軸的材料： 選材45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表有機械性能為1b=60MPa，b=640MPa,1=275MPa,1=15

27、5MPa2 ）、初步確定軸的最小直徑p34.62kw， n344.6r /min ， T3 987.98Ngm，取 C=112聯(lián)軸器的計算轉距TeaK aT3查表TeaKaT31.3987.981.28310 Ngm因為最小直接是安裝聯(lián)軸器，所以要確定聯(lián)軸器，有:查手冊有選擇聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下取 Ka =1.3LX3聯(lián)軸器JA60 107JA55標準(GB5014-2003)，其工稱轉距為2500N.m，故軸3的最小直徑取dmin 60 ；半聯(lián)軸器長度L=107mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1142 mm。3 ）、軸的結構設計1、確定軸的零件安裝方案和軸向各尺寸di段裝配聯(lián)軸

28、器并開鍵槽，所以取 di 60mm，Li 120mm。d2定位軸段取d2 65mm， L2 55mmd3裝配軸承，選用30313軸承，取d3 65mm,L3 36mm查手冊，此尺寸符合軸承蓋 和密封圈標準。d4定位軸段，取 d4 73mm , L3 97mmd5安裝齒輪，取d5 67mm, L5 95mm （因為齒輪寬為100mm）d6裝配軸承，選用30313軸承，取d6 65mm,L665至此，初步確定了軸的各段直徑和長度軸3的結構、尺寸如下所示:d6d5d4 d3 d2 di2、軸的周向定位齒輪和聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。齒輪與軸的聯(lián)接選擇已知d5671，由于(65 75)，所以取

29、b h:20 12，采用 A 型普通鍵:取鍵長為74，有 b 150: 200，標準(GB1096-2003)鍵的校核為：34T34 987.98 10b94.52Mpabdhl 67 12 (72 20)所以所選鍵為：b h I :20 12 74同理可選取聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接選用平鍵為：b h 1:18 11 1024)、校核軸的強度查表有圓錐滾子軸承的a 29所以確定軸的支承跨距l(xiāng)i 81,12159,13811、畫受力簡圖1-1,將軸上的作用力分解為水平面受力1-2和垂直面受力1-42、求作用在齒輪上的力分度圓直徑d264.53mm,所受力矩 T3987.98Ngm圓周力Ft予2 987.

30、98 103264.537469N徑向力FrtananFt-cos7469tan 20cos10 37 282764N軸向力FaFt tan7469 tan 10 37 28 1400N3、求作用在軸上的支反力水平面內(nèi)支反力Rh1 Rh2 FtFt 81 RH2 (81 154)垂直面內(nèi)支反力：RV1FrRH 20Rv1(81154) Fr 154 Ma 0得RH1 4895NRH2 2574NMa Fad 185171Ngmm得Rv12599 NR/2 165N4、作出彎矩圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距：M H RH1 l1 396495NgmmM V1 Rv1 l

31、1 210519 NgmmM V2 MV2 Ma 25348 N gmm總彎距M 、Mh2 Mv2M!448917N gmm M 2397304N gmm5、作出扭矩圖扭矩圖如圖1-7 （圖中已把T折算成了 aT）6、作出計算彎距圖Mca2 M2 T 239730420.6 987980 2713616N mmM ca1 M1448917Ngmm7、校核軸的強度caMcaMca0.1 d57435880.1 67323.73MPa1故安全5）、精確校核軸的疲勞強度1、判斷危險截面經(jīng)分析，可以判斷軸的各個截面中只有V截面需要校核2、截面V左側抗彎截面模量按表11.5中的公式計算333W 0.1d

32、30.1 6532 7 4 63mm3抗彎截面模量彎曲M與彎曲應力為33Wt 0.2 d 0.2 6754925mm截面上的扭轉切應力0031，DdA 448917 81上m81205060bW27463987980TWT549251.031 ,得2.0,1.31205060Ngmm7.47MPa6765又材料的敏感系數(shù)為q 0.82 , q 0.85故有效應力集中系數(shù)為k 1 q (1) 1 0.82 (2.0 1) 1.82k 1 q (1)1 0.85 (1.31 1) 1.26又有尺寸系數(shù) 0.97 ;扭轉尺寸系數(shù) 0.82軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為0.92軸未經(jīng)過表面強化處理，即

33、有故得綜合系數(shù)為KK有材料的特性系數(shù)q 1k1 ,1.82111 2.800.970.92k1 ,1.26111 1.620.820.920.1:0.2，取0.10.05:0.1，取0.05計算安全系數(shù)SS2752.80 7.470.1 015513.151.62 空 0.05 179910.32光罟賽8.12?S1.5，故可知其安全3、截面V右側抗彎截面模量按表11.5中的公式計算333抗彎截面模量W 0.1d0.1 6730076mmW 0.2 d 0.2 67360152mm3彎曲M與彎曲應力為44891781 4481205060N gmmM 205060W 30076截面上的扭轉切應

34、力t衛(wèi)空型16.4MPaWT60152過盈配合處的k f值，并以k0.8k ；，于是得k ;3.16軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為0.8 3.162.530.923.1610.923.252.5310.922.63計算安全系數(shù)2753.25 6.820.1 015512.41Sca12.14 7.08S S.12.1427.0822.62 空26.12? S“ 7.0816.40.05 -21.5 ,故可知其安全。、軸承的選擇計算1）、選擇軸承輸入軸軸承1圓錐滾子軸承30307 中間軸軸承2 圓錐滾子軸承30310 輸出軸軸承3圓錐滾子軸承303132）、校核軸承（輸出軸軸承校核

35、）(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)(GB/T297-1994)S1iRVl=2599NFa=1400RV2=165N軸承部件受負荷示意圖查手冊得 Cr 195000N N Cor 242000 N由表8.6查得負荷系數(shù)fp 1.31、 計算軸承派生軸力S,、S,徑向載荷為：R , Rv2 Rh2Ri 5542N R2 2579N軸向載荷為：A 1400N即有A.'R>e=0.35e 1.5ta na 0.35 為判斷系數(shù)由表 8.5 查得 y 0.40cota 1.71由表8.7查得派生軸向力為：S R 3.42，貝U可以求得軸承I、U的派生軸向力分別 為S, R.3.42 2599 3.421621NS2 R2：3.42 165 3.42754N2、計算軸承所受的軸向負荷因為S2 Fa 754 1400 2154N 3固有I被“壓緊”，U被“放松”。所以A1 $ Fa 215