帶式運輸機上的一級斜齒圓柱齒輪減速器設計

1、目 錄一 設計題目2二 應完成的工作2三 傳動裝置總體設計方案31.電動機的選擇32.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比43.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)44.V帶的設計和帶輪設計65.齒輪的設計76.傳動軸承和傳動軸的設計167.鍵的設計和計算228.箱體結(jié)構(gòu)的設計229. 潤滑密封設計26四. 設計小結(jié)26五. 參考資料27一 設計題目：帶式運輸機上的一級斜齒圓柱齒輪減速器給定數(shù)據(jù)及要求：已知條件：運輸帶所需扭矩F=1175N；運輸帶工作速度v=1.65m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=260mm；兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。環(huán)境最高溫度350C；小批量生產(chǎn)

2、。二 應完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖12張（從動軸、齒輪）；3. 設計說明書1份。 指導教師：劉昭琴三 傳動裝置總體設計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。傳動裝置的總效率為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）為聯(lián)軸器的效率，為滾筒的效率因是薄壁防護罩,采用

3、開式效率計算。查機械設計手冊知：v帶= 齒= 軸承= 聯(lián)軸器= 卷筒=0.96a=v帶齒4軸承聯(lián)軸器卷筒1.電動機的選擇電動機所需工作功率為： PP/1175×1.65/(1000×0.960)2.02kW滾筒軸工作轉(zhuǎn)速為n=44.59r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n 方案電動機型號額定功率PKw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N電動機效率%同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y100L-2330002800340822Y132S-631000960660833

4、Y100L2-431500142035082.5綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為3.0 kw額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1420 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1420/44.5931.85（2）分配傳動裝置傳動比×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3.0（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則

5、減速器傳動比為17.05/3.010.61根據(jù)展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為3.71，則2.863.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速  1420/3.0473.33r/min  473.33/3.71127.58r/min   / 127.58/2.86=44.60 r/min=44.60 r/min（2）各軸輸入功率×2.70×0.962.592kW  ×2×2.592×0.98×0.952.4

6、13kW  ×2×2.413×0.98×0.952.247kW×2×4=2.247×0.98×0.992.18kW則各軸的輸出功率：  ×0.98=2.592×0.98=2.47 kW×0.98=2.413×0.98=2.364 kW×0.98=2.247×0.98=2.202kW×0.98=2.18×0.98=2.14 kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 =×× N·m電動機

7、軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×2.7/1420=18.16 N·m所以: ×× =18.16×3.0×0.96=52.30 N·m×××=52.30×3.71×0.96×0.98=182.55 N·m×××=182.55×2.86×0.98×0.95=486.07N·m=××=486.07×0.95×0.99=457.15 N·m輸

8、出轉(zhuǎn)矩：×0.98=52.30×0.98=51.25 N·m×0.98=182.55×0.98=178.90 N·m×0.98=486.07×0.98=473.35N·m×0.98=457.15×0.98=448 N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸2.718.1614201軸2.5922.4752.3051.25473.332軸2.4132.364182.55178.90127.583軸2.2472.202486.

9、07473.3544.604軸2.182.14457.1544844.604.V帶的設計和帶輪設計確定V帶型號，由書上表得=1.12.7=2.97kw又由書上圖確定選取Z型普通V帶小帶輪取。=90mm，帶標準化取=265mm驗算帶速：確定帶的基準長度 為中心距由書上表確定帶長=1800mm 確定實際中心距a=mm驗算小帶輪的包角 計算V帶的根數(shù):Z由書上表得 額定功率 =0.35kw 功率增量 =0.03kw (i>2)帶長系數(shù) 包角系數(shù) 由因結(jié)果只比7小一點點，可取Z=7,即需7根Z型V帶計算初拉力及作用在軸上的力由書上表得V帶每米長質(zhì)量為q=0.06kg/m根據(jù)書上計算公式得壓軸力，

10、根據(jù)書上公式得：作用在軸上的壓力為 V帶標記 Z 1800 GB/T11544-19975.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1）齒輪材料及熱處理  材料：小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒數(shù)=24大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=×Z=3.71×24=89.04 取Z=90 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查

11、課本選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本 則由課本公式計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09×10hN= =4.45×10h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)查課本圖得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應力 查課本由表得： =189.8MP 由表得: =1T=95.5×10×=95.5×10

12、×2.47/473.33=6.4×10N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=53.84mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 = =11.96計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×53.84=1.54查課本

13、由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.07×1.2×1.54=1.98按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=53.84×=57.08計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩48.6kN·m   確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.71×2489.04傳動比誤差  iuz/ z90/243.75i15，允許     

14、 計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos90/ cos1498.90       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 14       載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73     &#

15、160; 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211  應力校正系數(shù)Y1.596  Y1.774       重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/90）×cos141.66arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋

16、角系數(shù)Y 軸向重合度 1.77Y11.77*14/1200.79       計算大小齒輪的 查課本由表得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面

17、模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=57.80來計算應有的齒數(shù).于是由:z=28.033 取z=28那么z=3.71×28=103.88=104   幾何尺寸計算計算中心距 a=136.08將中心距圓整為137按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos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d=58.95d=218.95計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪

18、280HBS 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.86×30=85.8 圓整取z=86 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選K=1.6查課本由圖選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45試選,查課本由圖查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 查課本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取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98×550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=18

19、9.8MP選取齒寬系數(shù) T=95.5×10×=95.5×10×2.3/127.58=17.22×10N.m =68.542. 計算圓周速度 0.4583. 計算齒寬b=d=1×68.54=68.544. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.24=5.04 =68.54/5.04=13.605. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×68.

20、54=1.4362使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=68.54×計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）       計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩143.3kN·m（2）       確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z30，zi ×z2.86

21、5;3085.8傳動比誤差  iuz/ z86/302.866i0.025，允許（3）       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1（4）      初選螺旋角  初定螺旋角12（5）      載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當量齒數(shù)    &

22、#160;  zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos86/ cos1291.98由課本表查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y （7）       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 2.03Y10.797（8）       計算大小齒輪的 查課本由圖得齒輪彎曲疲勞強度極限  查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較     &#

23、160;            大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應有的齒數(shù).z=27.77 取z=30z=2.86×30=85.8 取z=86    初算主要尺寸計算中心距 a=118.37將中心

24、距圓整為119 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正   分度圓直徑 d=61.34d=175.51 計算齒輪寬度圓整后取 齒輪各設計參數(shù)附表 1. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)473.33127.5844.6044.602. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)2.592 2.4132.2472.183. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(kN·m)(kN·m)(kN·m) (kN·m)52.30182.55486.07457.156.傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸

25、承的設計. 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.247KW =44.60r/min=486.07Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =175.51 而 F= F= F F= Ftan=5538.94×0.246734=1362.58N. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)

26、軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取 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,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.9

27、7010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)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

28、聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊表.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度

29、. 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處的配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,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,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =

30、486.07截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉(zhuǎn)應力 =K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安

31、全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的7.鍵的設計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.根據(jù) d=55 d=65查表6-1取： 鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：16×36 A GB/T1096-1979鍵3：20×50 A GB/T1096-19798.箱體結(jié)構(gòu)的設計減速器的箱體采用鑄造（H

32、T200）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.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，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40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機

33、體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋

34、.F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪