二級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1 二級展開式圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書 一、課程設(shè)計書 設(shè)計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通 V 帶傳動和圓柱齒輪傳動組成減速器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，運送方向不變。工作時載荷基本穩(wěn)定，二班制，使用期限 10年（每年工作日 300天），大修期四年，小批量生產(chǎn)。 題號 輸送機主軸功率 W 輸送機主軸轉(zhuǎn)速 n（ r/ 7 15 二、設(shè)計要求 一張 零件圖 3不少于 30頁設(shè)計計算說明書 三、設(shè)計步驟 計算及說明 計算結(jié)果 （ 1）傳動方案： 傳動 方案如圖 1傳動為 速器為二級展開式圓柱齒輪減速器。 圖 1動裝置總體設(shè)計圖 (2)方案優(yōu)缺點： 展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，故要求周有較大的剛度。 該工作機屬于小功率，載荷變化不大，可以采用 且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅減低了成本。 1 2 3 2 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。 （ 3）傳動效率 V ； 滾子軸承的效率 ； 齒輪傳動的效率（ 67 級精度齒輪傳動） ； 聯(lián)軸器效率 ； 傳動裝置的總效率a: 3423321 a ； 電動機所需工作功率為： 輸送機主軸轉(zhuǎn)速 15 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍， V 帶傳動的傳動比 : 420 i， 兩級圓柱齒輪減速器傳動比 : 608i ， 則總傳動比合理范圍為 : 24016 電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 : m i n/2 7 6 0 01 8 4 01 1 5)2 4 016( 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定 電機，參數(shù)如下表： 859.0a 7.515 rn w 3 （ 1）總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速得傳動裝置總傳動比為 900/ 2）分配傳動裝置傳動比 0 ，式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 i， 0 取 12 （ 1）各軸轉(zhuǎn)速 m 900/ 01 m m 112 m 223 （ 2）各軸輸入功率 : 軸 的輸入功率 : d 軸的輸入功率 : 軸 的輸入功率 : P （ 3）各州輸出功率 : 軸 的輸出功率 : 軸的輸出功率 : 電動機型號 額定功率 步轉(zhuǎn)速 r/載轉(zhuǎn)速 r/量 132000 2900 72 i 0321 m r / 42.2 4 軸 的輸出功率 : （ 4）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 : 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩 : 的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 的輸入轉(zhuǎn)矩： （ 5）各軸的輸出轉(zhuǎn)矩 : 軸 的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 的輸入轉(zhuǎn)矩： 軸 的輸入轉(zhuǎn)矩： （ 6）運動和動力參數(shù) 結(jié)果如下表 : 軸名 功率 P（ 轉(zhuǎn)矩 T（ N*m） 轉(zhuǎn)速 r/入 輸出 輸入 輸出 電機軸 990 軸 4 帶和帶輪 （ 1）確定計算功率械設(shè)計表 8得工作情況系數(shù) K 11.3 5 則： （ 2）選取 根據(jù) 轉(zhuǎn)速 n 滿 =2900r/機械設(shè)計圖 8 帶類型： A 型 （ 3）確定帶輪直徑 d ，并驗算帶速 v 1）初選小帶輪基準(zhǔn)直徑，由表 8表 8 121 2）驗算帶速： 900112100060 1 ， 在（ 525m/s）內(nèi)，設(shè)計合理。 3）計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由表 8整為 315 （ 4）確定中心距 a，并選擇 d 1）由公式（ 8 )(2)(，初定中心距200 2）由式（ 8算帶所需的基準(zhǔn)長度 ，由表 8帶的 7503）按 式（ 8算實際中心距，0 ， 中心距變動范圍 31 7 5 00 1 90 1 i n 5 a x 即 5）驗算小帶輪的包角 1 因為打滑只在小帶輪上發(fā)生，所以只校核小帶輪的包角， 1 2 23 1 51 8 0121合要求 d 1121 d 3152 200 750 6 （ 6）計算帶的根數(shù) 1）計算單根 V 帶的額定功率： 由 121 ， 900 滿查表 8： , 根據(jù) 900 滿， i 且?guī)蜑?Z 型， 查表 8： , 查表 8： ： K ，于是：r ( 00 2） 計算 V 帶的根數(shù)： 4 根。 （ 7）計算單個 V 帶的初拉力的 0F 由表 8 A 型帶的單位長度質(zhì)量 ，所以 0220（ 8）計算壓軸力 最小值 8 0 （ 9）確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 1）小帶輪基準(zhǔn)直徑 21 且d 3001121 ，故采用腹板式。 小帶輪轉(zhuǎn)速為電動機轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速較高，故選取帶輪材料為鑄鋼z NF p 7 小帶輪直徑 121 ，電機軸直徑 8 ，則小帶輪孔徑 8 ， 6 ，取 01 ， 查表 8 31539232 ，則)4171( ，取 0 ， 657)2 （當(dāng) 時， ，在此不成立）取 0 查表 8 ， ， f ，5 ， ， 34 2）大帶輪基準(zhǔn)直徑 0 031 52 ，采用輪輻式。 高速軸最小直徑 6 ，取大帶輪孔徑 6 ，2 取 01 ，31539232 ，254)2 （當(dāng) 時， ，在此不成立）取 0 。 31 2 1 2 1 ， ， f ， 5 ， ， 38 8 圖 5板式帶輪 圖 5輻式帶輪 圖 5槽 （一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 20 9 【 1】 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1） 按傳動裝置總設(shè)計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。 （ 2） 螺旋運輸機為一般工作機器，參考機械設(shè)計表 10選用 7級精度。 （ 3） 選擇材料。由機械設(shè)計表 10擇小齒輪材料為45鋼 (調(diào)質(zhì) )，齒面硬度 280齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 240 （ 4） 選小齒輪齒數(shù)221 z，大齒輪齒數(shù) 取752 z。 【 2】 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （ 1） 由下式計算小齒輪分度圓直徑，即 2131 )(12 1）確定公式中的各值數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 41 由機械設(shè)計表 10d由機械設(shè)計表 Z由機械設(shè)計表 102/ 計算接粗疲勞強度用重合度系數(shù)Z)2/(s 111 aa 1222/(20co s )2/(co s 222 aa 1275/(20co s 221 41 10 2/)ta n(ta n)ta n(ta n 2211 )20ta ta 0ta ta Z計算接觸疲勞需用應(yīng)力 H。 由機械設(shè)計圖 10得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 001502計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 911 030082(113326060 9112 2/75/( 械設(shè)計圖 10%、安全系數(shù) S=1，可得 401 1 231 2 取 1 H和 2 M 23 2 2） 計算小齒輪分度圓直徑 2131 )(12 243)523 2/75 1)22/75(1 23 t 11 （ 2） 調(diào)整小 齒輪分度圓直徑 1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度 v t /00 060 103 60 11 齒寬 b 2） 計算實際載荷系數(shù) 機械設(shè)計表 10K根據(jù) 7級精度，由機械設(shè)計表 K齒輪的圓周力 1 查表 H由表 10得 7 級精 度、小齒輪相對支承非對稱布置時，此，得到實際載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 相應(yīng)的齒輪模數(shù) 11 【 3】按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （ 1） 計算模數(shù) 22113 1） 確定公式中的各參數(shù)值 6.22.2 計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) Y計算 圖 0得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 001，802由圖 =得 1 2 014 111 Y 017 222 Y 因為大齒輪的 于小齒輪，所以取 017 222 2） 計算模數(shù) 22113 43 （ 2） 調(diào)整齒輪模數(shù) 1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 v Yt 13 t 00 060 103 60 11 齒寬 b d 寬高比 b/h 2( 算實際載荷系數(shù) 據(jù) 7 級精度，由圖 10得動載荷系數(shù) K由t 34111 1 查 表 a由表 0 則載荷系數(shù)為 實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由吃面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 于齒輪模數(shù) 齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2接觸疲勞強度算 得 的 分 度 圓 直 徑， 算 出 小 齒 輪 齒 數(shù)75.125.1 14 1 取271 z， 922z，1為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了吃面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 【 4】幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 422711 8429222 （ 2） 計算中心距 192/)18454(2/)( 21 （ 3） 計算齒輪寬度 d 545411 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬 般將小齒輪略加寬05(,即 459)105(54)105(1 取21 , 而 使 大 齒 輪 的 齒 寬 等 于 設(shè) 計 齒 寬 ， 即 42 【 5】圓整中 心距后的強度校核 采用變位法將中心距就近整圓至20 。 齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 （ 1） 計算變?yōu)橄禂?shù)和 計算嚙合角，齒數(shù)和、變位系數(shù)、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 20/)20co s(/)co s( 119922721 41 8421921 54220 119z 15 )/(t 21 0/(t in 119120(/)( 0知，當(dāng)前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。 分配變位系數(shù) 1x、 2。 由圖 10x，x（ 2） 齒面接觸疲勞強度校核 按前述方法計算各參數(shù)，可得 1141 齒面接觸疲勞強度滿 足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。 （ 3） 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述做法，計算式中各參數(shù) 507.0y 007. 16 將其代入下列式子，得 12342131111 22342132222 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 （二）低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 【 1】選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （ 1）按傳動裝置總設(shè)計方案， 選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20。 （ 2）螺旋運輸機為一般工作機器，參考機械設(shè)計表 10選用 7級精度。 （ 3）選擇材料。由機械設(shè)計表 10擇小齒輪材料為45鋼 (調(diào)質(zhì) )，齒面硬度 320齒輪材料為 45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度 350 （ 4）選小齒輪齒數(shù) 241 z 221z，大齒輪齒數(shù) 取632 z。 【 2】按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （ 1） 由下式計算小齒輪分度圓直徑，即 20241 z 632 z 17 2131 )(12 1） 確定公式中的各值數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： 52 由機械設(shè)計表 10d由機械設(shè)計表 Z由機械設(shè)計表 102/ 計算接粗疲勞強度用重合度系數(shù)1224/(20)2/( 111 aa 1263/(20)2/( 222 aa 20ta ta 0ta ta )ta n(ta n)ta n(ta n 2211 Z計算接觸疲勞需用應(yīng)力 H。 由機械設(shè)計圖 10得 小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 501802計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 821 030082( 8212 4/63/( 械設(shè)計圖 10 52 10673 8 %、安全系數(shù) S=1，可得 1 2 取 1 H和 2 齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 M 2 3） 計算小齒輪分度圓直徑 2131 )(12 39 4/63 1)24/63(1 10673 53（ 2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 2） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。 圓周速度 v t /00 060 60 21 齒寬 b 3） 計算實際載荷系數(shù) 機械設(shè)計表 10K根據(jù) 7級精度，由機械設(shè)計表 10K齒輪的圓周力 1 t 12.1K 19 查表 表 10得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，H。由此，得到實際載荷系數(shù) 按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 相應(yīng)的齒輪模數(shù) 11 【 3】按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （ 1） 計算模數(shù) 22113 2） 確定公式中的各參數(shù)值 算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) Y計算 圖 0得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 001，802由圖 =得 1 Y 20 2 013 111 Y 016 222 Y 因為大齒輪的 于小齒輪，所以取 016 222 3） 計算模數(shù) 22113 2 2 53 （ 2） 調(diào)整齒輪模數(shù) 1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 圓周速度 v t 00 060 60 21 齒寬 b d 寬高比 b/h 2( 算實際載荷系數(shù) 據(jù) 7 級精度， 由圖 10得動載荷系數(shù) K由t 35121 016 Yt 051.2780.01 31 查表 a由表 100 則載荷系數(shù)為 實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 于齒輪模數(shù) 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有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2接觸疲勞強度算 得 的 分 度 圓 直 徑， 算 出 小 齒 輪 齒 數(shù) 1 取361 z， 952z， 1為質(zhì)數(shù)。 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了吃面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 【 4】幾何尺寸計算 （ 1） 計算分度圓直徑 223611 9029522 （ 2） 計算中心距 312/)19072(2/)( 21 （ 3） 計算齒輪寬度 92.2361 21 312 22 d 727211 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬 般將小齒輪略加寬05(,即 277)105(72)105(1 取71 , 而 使 大 齒 輪 的 齒 寬 等 于 設(shè) 計 齒 寬 ， 即 22 【 5】圓整中心距后的強度校核 采用變位法將中心距就近整圓至30 。 齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 （ 1） 計 算變?yōu)橄禂?shù)和 計算嚙合角，齒數(shù)和、變位系數(shù)、中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。 30/)20co s(/)co s( 131953621 (t 21 0/(t in 131130(/)( 0知，當(dāng)前的變位系數(shù)和增加了重合度，但承載能力有所下降。 分配變位系數(shù) 1x、 2。 由圖 10x，x（ 2） 齒面接觸疲勞強度校核 按前述方法計算各參數(shù)，可得 71 72230 1313 2/11151 2123522311 齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。 （ 3） 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述做法，計算式中各參數(shù) 36216 將其代入下列式子，得 1235213112122 24 2235213221222 齒根彎曲疲勞強度滿足要求。 （一）低速軸的設(shè)計 圖 7速軸的結(jié)構(gòu)方案 圖 7級直齒輪減速器 【 1】初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表 15 1200 A，于是得 3330m i n 25 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 21d 。為了使所選的軸直徑 21d 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3，查機械設(shè)計表 14慮輸送機轉(zhuǎn)矩變化小，故取 K ，則： 5 4 9 4 8 41 0 0 按照計算轉(zhuǎn)矩手冊，選用公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000 半聯(lián)軸器的孔徑 51 ，故取 521 ，半聯(lián)軸器的長度 12 ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 41 。 【 2】軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （ 1） 擬定軸上零件的裝配方案 經(jīng)過多次分析比較，選用圖 7示的裝配方案 （ 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， 1右端需制出一軸肩，故取 2232 ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 5 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 41 ，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 1L 略短一些，現(xiàn)取221 。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承僅受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) 232 ，初步選取深溝球軸承6011，其尺寸為 89055 ，故58743 ；而 887 。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得 6311型軸承的定位軸肩高度521 232 221 543 87887 26 ，因此，取 776 。 3）取安裝齒輪處的軸段 4054 ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 72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 854 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度32( ，由軸徑 0 查機械設(shè)計表 15 ，故取 ，則軸環(huán)處的直徑 265 。軸環(huán)寬度 ，取 265 。 4）軸承端蓋的總寬度為 20減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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 0 （參見圖 7，故取 032 。 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 ，低速級大齒輪與高速級大齒輪之間的距離 0 ?？紤]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 ，已知滾動軸承寬度 9 ，高速級大齒輪輪轂 4 ，則6)416818()6872(43 6)128162054(6576 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 （ 3） 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。 按54械設(shè)計表 6118 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56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合為67樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 0914 ，半聯(lián)軸器與776 054 854 265 265 032 3 l 867 27 軸的配合為67動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為 （ 4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考機械設(shè)計表 15軸端倒角為 軸肩處的圓角半徑如圖 7示。 28 圖 7速軸的結(jié)構(gòu)尺寸 計算及說明 計算結(jié)果 【 3】求軸上的載荷 （ 1） 求作用在齒輪的力 t 4 91 9 04 2 2 6 8 02223 1 920t a 4 9t a n （ 2） 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 7出軸的計算簡圖（圖7根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 7 7 圖 7r B C D 29 圖 7 7軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 將計算出的截面 C 處的 M 的值列于下表 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 121 彎矩 M 2 0 7 0 7 9 75371總彎矩 22036975371207079 22 扭矩 T 4226803 30 【 4】按彎矩合成應(yīng)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)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取 ，軸的計算應(yīng)力 422 20 369)( 3 22232 W 前以選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表 15 1 。因此 1 安全。 （二 )中間軸的設(shè)計 圖 7間軸的結(jié)構(gòu)尺寸 【 1】按照低速級軸的設(shè)計方法，擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑： （ 1） 1用于安裝軸承 6311，取直徑為 55（ 2） 2用于軸肩，取直徑 60 （ 3） 3為齒輪軸，分度圓直徑為 72 （ 4） 4用于軸肩，取直徑 65 （ 5） 5用于安裝高速級大齒輪，取直徑為 60 （ 6） 6用于安裝軸承 6311，