二級斜齒輪減速器CAD課程設(shè)計正文西安文理學(xué)院

1、機械設(shè)計課程設(shè)計目 錄1 傳動裝置總體分析21.1 原始數(shù)據(jù)21.2方案分析22 電動機的選擇及傳動比的分配32.1電動機的選擇32.2計算總傳動比及分配各級的傳動比42.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算53 V帶設(shè)計73.1 確定帶輪73.2確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長度73.3 驗算小帶輪上的包角83.4 計算帶的根數(shù)83.5 計算單根v帶初拉力的最小值83.6計算壓軸力94 齒輪的設(shè)計104.1高速級齒輪傳動的計算設(shè)計104.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計145 軸的設(shè)計.16 5.1輸入軸的設(shè)計.165.2中間軸的設(shè)計.20 5.3輸出軸的設(shè)計.236.軸承的校核.277聯(lián)軸器、鍵的選擇.298

2、箱體設(shè)計319 潤滑密封3210 設(shè)計小結(jié).33參 考 文 獻341 傳動裝置總體分析1.1 原始數(shù)據(jù)（1）運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 ；（2）運輸帶工作速度 ；（3）卷筒直徑 ；（4）卷筒工作效率 =0.96；（5）工作壽命 10年單班制；（6）工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動。（7）傳動系統(tǒng)圖 圖1-1 1.2方案分析本設(shè)計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的

3、結(jié)構(gòu)尺寸。 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(yīng)用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是展開式兩級直齒輪傳動。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2 電動機的選擇及傳動比的分配2.1電動機的選擇2.1.1 傳動裝置的總效率其中為工作機傳動效率。為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總功率a。 , 設(shè)各效率分別為：、1（V帶傳動效率）、2（滾動軸承）、3（閉式齒輪傳動效率）、（聯(lián)軸器效率），查表得：，,=0.96。則傳動裝置的總效率為：,2.1.2工作機所需的輸入功率工作機所需要的有效功率

4、為：=； 電動機所需功率為： 。2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速查表2-1,表2-2得,所以,電動機的轉(zhuǎn)速為,2.1.4確定電動機型號 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。使電動機的額定功率P （11.3）P ，由查表19-1,得電動機的額定功率P4KW，電機型號有三種，現(xiàn)將三種方案列表如下表1-1 三種電動機的數(shù)據(jù)比較方案電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r min-1）滿載（）傳動裝置傳動比總傳動比V帶Y112M-2430002890Y112M-441500144032.802.5Y132M1-64100096083.772.8Y160M-8475072062.832.5由上表的性價

5、比和整體傳動比綜合考慮，可知方案更好，裝置結(jié)構(gòu)緊湊，因此選用方案。2.2計算總傳動比及分配各級的傳動比2.2.1總傳動比 2.2.2分配各級傳動比 假定高速軸則=/=13.12, 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2.3.1各軸轉(zhuǎn)速的計算2.3.2各軸輸入P輸出P功率的計算=3.97kW2.3.3各軸的輸入T輸出T轉(zhuǎn)矩的計算 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表2。表1-2 各軸的運動和動力參數(shù)軸名功率 p/kw轉(zhuǎn)矩 T/NM轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸軸軸滾筒軸3.813.623.443.413.973.743.593.423.3363.18258.25748.76726.

6、4526.3361.92253.09733.78711.921440576133.9543.9143.912.5i00.9124.3i10.912383.05i20.912381i30.921693 V帶設(shè)計3.1 確定帶輪3.1.1 確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)，故3.1.2選取v帶帶型根據(jù)、由圖8-11選用A型。3.1.3確定帶輪的基本直徑dd1并驗算帶速v初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑；驗算帶速v；按式8-13驗算帶的速度 ；因為5m/s<v<25m/s,故帶速合適；計算帶輪的基準(zhǔn)直徑；根據(jù)式8-15a，計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；根

7、據(jù)表8-8取250mm.3.2確定v帶的中心距和基準(zhǔn)長度根據(jù)式8-20 初定中心距;由式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度；按式8-23計算實際中心距由式8-24 得中心距的變化范圍為496-568mm。3.3 驗算小帶輪上的包角。3.4 計算帶的根數(shù)計算單個v帶的額定功率。由，查表8-4a得。根據(jù)查表8-5得，表8-2得，于是計算v帶的根數(shù)z所以取4根。3.5 計算單根v帶初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量,所以 應(yīng)使帶的初拉力。3.6計算壓軸力壓軸力的最小值為。 4 齒輪的設(shè)計4.1高速級齒輪傳動的計算設(shè)計4.1.1選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1

8、）按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度。（3）材料選擇 選則小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)， 則：。（5）初選螺旋角。4.1.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值試選載荷系數(shù) 查表10-30選取區(qū)域系數(shù)查表10-6選取材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）為。由圖10-26查得； ，； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩表10-7選取齒寬系數(shù)。查圖10-21d，按齒面硬度查取齒輪的接觸疲勞強度極限小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪接觸疲勞強

9、度極限。由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1， (2)計算計算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度v= 計算齒寬b及模數(shù) =齒高計算縱向重合度計算載荷系數(shù)K查表10-2得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)；查表10-3得； 查表10-4調(diào)質(zhì)小齒輪支承非對稱布置、8級精度利用插值法計算得查表10-13根據(jù)、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： 計算模數(shù)4.1.3、按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度1.586，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)計算當(dāng)量齒數(shù)，查

10、取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查表10-15得：， 查圖10-21C按齒面硬度查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大（2）按小齒輪計算；=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)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲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(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，而按接觸強度算得的分度圓直徑=53.644mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有，取 4.1.4幾何尺寸計算（1）

11、中心距計算 將中心距圓整為142mm，a=142。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因為螺旋角變化不大，所以無需修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度，圓整后取 4.2 低速級齒輪傳動的設(shè)計低速級齒輪傳動的設(shè)計過程與高速級的相同，此處從略。將計算所得齒輪的參數(shù)列表如下：表4-1：高速級低速級大小大小2.02.5z112269732i4.33.05d230.4953.5249.64482.357232.4955.5251.64484.357227.9951247.14479.857a142166B60558590 （齒頂圓直徑齒根圓直徑，） 5 軸的設(shè)計及其校核5.1輸入軸的設(shè)

12、計計算5.1-1 輸入軸的設(shè)計參數(shù)及材料由前面計算可知：，。1）材料選擇，確定許用應(yīng)力 材料選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1知，2）計算基本直徑 查表15-3，A0=112（軸端彎矩較小） 。最小段有鍵槽加大5%，則取 5.1-2 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）確定各軸段直徑段： ，安裝大帶輪。段：，根據(jù)軸承端蓋。段：，軸承安裝段直徑，初選深溝球軸承6208。段：，安裝軸承密封圈所制作的軸肩。段：，高速級齒輪1齒頂圓直徑。段：，與4段相同。段：，與軸承成對使用，與3段相同.2）確定箱體內(nèi)寬度，箱體內(nèi)寬由于有旋轉(zhuǎn)件，結(jié)構(gòu)緊湊留9mm,考慮到鑄件不精確，要將內(nèi)寬尺寸圓整，因為齒輪2的寬度為55mm,齒輪

13、三的寬度為90mm,中間軸軸肩15mm.故箱體的內(nèi)寬為：3）確定各軸段長 段：，由大帶輪的寬度：B=(z-1)e+2f得段：。段: ,軸承寬度18mm+密封圈寬度12.5。段：， 段:，齒輪一輪轂60mm。段：，段：，密封圈16mm+軸承寬18mm+外伸2mm總長度4）各支撐點距離軸承間距 左軸承到齒輪距離 右軸承到齒輪距離 5.1-3 計算輸入軸力的大小1）高速級大齒輪圓周力 徑向力 軸向力 5.1-4 輸入軸的彎矩和扭矩垂直面支反力 垂直面彎矩水平面支反力 垂直面彎矩如圖4-1-c合成彎矩5.1-5 校核軸的強度危險截面在齒輪處1） 當(dāng)量彎矩取折合系數(shù)數(shù)，則（2） 強度校核，所以原設(shè)計強度

14、足夠安全，5.2 中間軸的設(shè)計5.2-1 中間軸的設(shè)計參數(shù)及材料由前面計算可知：，。1）材料選擇，確定許用應(yīng)力 材料選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1知，2）計算基本直徑查表15-3，A0=112（軸端彎矩較?。┛紤]鍵槽影響，取4.2-2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 確定各軸段直徑段： ，估算，選擇軸承6210。段：，根據(jù)軸承安裝條件。段：，齒輪三齒頂圓直徑。段：，軸肩高。段：，高速級齒輪2孔直徑。段：，與1段相同。2）確定各軸段長 段：，密封圈9mm+軸承寬度20mm+外伸2。段：， 段: ,齒輪3的輪轂長60mm。段：，軸肩。段:，齒輪2輪轂55mm-2mm便于定位可靠。段：，總長度4） 各支

15、撐點距離；軸承支撐距離：；左軸承到齒輪三距離：；右軸承到齒輪二距離：兩齒輪間距：。5.2-3 計算力的大?。?） 低速級大齒輪圓周力 徑向力 軸向力 2）高速級大齒輪圓周力 徑向力 軸向力 5.2-4 中間軸的彎矩和扭矩垂直面受力分析垂直面支反力：垂直面彎矩： 水平面受力分析，水平面支反力：水平面彎矩：合成彎矩5.2-5 中間軸強度校核危險截面在低速機齒輪處（1）當(dāng)量彎矩，取折合系數(shù)數(shù)，則（3） 強度校核受力分析及彎矩，所以原設(shè)計強度足夠安全。圖形畫法與輸入軸一樣5.3輸出軸的設(shè)計計算5.3-1 輸出軸的設(shè)計參數(shù)及材料由前面計算可知：，。1）材料選擇，確定許用應(yīng)力 材料選擇40Cr，調(diào)質(zhì)處理。

16、查表15-1知，。2）計算基本直徑 查表13-3，A0=112（軸端彎矩較?。Ｗ钚《斡墟I槽加大5%，則取5.3-2 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）確定各軸段直徑段段：，根據(jù)密封圈條件。段：，軸承安裝段直徑，初選深溝球軸承6212。段：，軸承安裝高度。段：，軸肩高度。： ，由聯(lián)軸器確定。段：，與齒輪四內(nèi)孔配合。段：，軸承安裝高度4段在相同。2）確定各軸段長 段：，根據(jù)軸頸選擇聯(lián)軸器GL9*84mm。段：。段: ,軸承寬度22mm+密封圈14段：，段: ，軸肩寬度。段：，短于齒輪三輪轂寬度2mm便于定位可靠。段：，伸向齒輪2mm+套筒17mm+軸承寬度22mm+外伸2mm總長度4）各支撐點距離軸承間距 左

17、軸承到齒輪距離 右軸承到齒輪距離 5.3-3 計算輸入軸力的大小1）低速級大齒輪圓周力 徑向力 軸向力 5.3-4 輸出軸的彎矩和扭矩垂直面受力分析及彎矩垂直面支反力： 垂直面彎矩： 水平面受力分析及彎矩 垂直面彎矩MCH2=0合成彎矩5.3-5 校核軸的強度危險截面在齒輪安裝處1）當(dāng)量彎矩取折合系數(shù)數(shù)，則2） 強度校核考慮鍵槽影響，加大5%則，所以原設(shè)計強度足夠安全。圖形畫法與輸入軸一樣6 滾動軸承的校核6.1 選擇滾動軸承類型前面計算，初選深溝球軸承6208、6210、6212。6.2 計算當(dāng)量動載荷1） 軸承所受最大徑向力高速軸上右端的6208軸承受力最大，中間軸上左端端的6210軸承受

18、力最大，低速軸上右端的6212軸承受力最大，則 (6208軸承） (6210軸承） (6212軸承）2） 軸承當(dāng)量載荷由于采用的是直齒圓柱齒輪，因此不受軸向力作用，查閱機械設(shè)計課程設(shè)計簡明手冊可知，X=1 , Y=0。， (6208軸承）， (6210軸承）， (6212軸承）6.3 軸承的壽命根據(jù)設(shè)計要求，使用壽命10年，工作采用單班制，每班8小時，則1）對于深溝球軸承 查表8-23得6208軸承的Cr=29500，6210軸承的Cr=35000，6212軸承的Cr=47800，查表8-14得，查表8-15得，將數(shù)據(jù)分別代入上式可得：，6208軸承合格。，6310軸承合格。，6212軸承合格

19、。7 聯(lián)軸器、鍵連接的選擇7.1 聯(lián)軸器的選擇由前面電動機軸段直徑，以及軸設(shè)計過程中，根據(jù)軸段直徑查閱機械設(shè)計課程設(shè)計簡明手冊可知：聯(lián)軸器型號：GL97.2 鍵連接的選擇1）查閱機械設(shè)計手冊，選擇普通平頭A型鍵，參數(shù)見表6-1b/mmh/mmL/mm輸入軸1鍵10850中間軸2鍵161045輸出軸3鍵181180輸出軸4鍵161070表6-12）強度驗算，查表設(shè)計手冊6-2得許用擠壓應(yīng)力。鍵遇鍵槽接觸長度：；。； 。鍵不能安全工作，故采用雙鍵。鍵為10×50、16×45、18×80、16×70。（GB/T1095-2003).8 箱體的設(shè)計8.1 結(jié)構(gòu)尺

20、寸減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如表7.1-1：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚9箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度14箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度23地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓M12機蓋機座聯(lián)接螺栓=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M6定位銷直徑=（0.70.8）8至外機壁距離查機械課程設(shè)計指表4-2至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計指表4-2外機壁至軸承座端距離=+（812）齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.2齒輪端面與內(nèi)機壁距離>機蓋，機座肋厚8軸承端蓋外徑+5軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離（表7.1-1）9 潤滑和密封9.1 潤滑由于傳動件速度小于12m/s，機箱內(nèi)齒輪采用油池侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為45mm，滾動軸承采用油潤滑。9.2 密封1）伸出軸端的密封：為防止飛塵水汽及其他雜質(zhì)滲入，采用橡膠密封圈接觸式密封2）箱體結(jié)合面的密封：在箱座結(jié)合面開油溝，并涂上密封膠，此外，凸緣式軸承端蓋，