斜齒減速器二級減速器

08屆機械設計專業(yè)課程設計第一章.傳動方案總體設計1.題目：軸III設計用于帶式運輸機的“帶式輸送機傳動裝置單級圓柱斜齒輪減速器”，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限8年，大修期四年,允許誤差為5%,工作效率w=96%。軸II軸I運輸帶工作拉力FW(KN)運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)2.61.12202.電機的選擇1）選擇電動機類型和結(jié)構形式。按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機220v/380v，臥式封閉結(jié)構。2）選擇電動機的容量。工作機所需的功率為電動機所需功率 查表得 則 所以電動機的功率為選取電動機額定功率Pm，使Pm=(1-1.3)P0；取Pm=4.0KW3）確定電動機的轉(zhuǎn)速：工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：由于V帶傳動的傳動比在的范圍，一級圓柱齒輪的傳動比在的范圍，總傳動比的合理范圍，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min兩種，查得可使用的電動機型號：式中，F(xiàn)w=2.6KN，=1.1m/s，=0.96，代入得電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y112M-44150014402.22.2Y132M1-6410009602.02.0Y160M1-847507202.02.0綜合考慮電動機的傳動裝置的尺寸、結(jié)構和帶傳動及減速器的傳動比，選用Y112M-4。3.計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比(1) 總傳動比：(2) 分配傳動比：因，初取帶傳動比i帶=3.5，則i齒 = i/i帶 = 4.314.計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1）各軸的轉(zhuǎn)速： 軸 軸 卷筒軸 n卷=nII=95.5r/min.2）各軸的輸入功率：軸PI=帶Pm=3.330.96=3.197KW，軸PII=軸齒PI=3.1970.990.97=3.07KW，卷筒軸 PIII=軸聯(lián)PII=3.070.990.99=3.01KW.3）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電機軸的輸入轉(zhuǎn)矩Td為：軸： 軸： 卷筒： 第二章. 皮帶輪傳動的設計1.選擇普通V選帶類型 由課本表8-7得：kA=1.2 ，所以Pca=KA Pm =1.24=4.8KW 根據(jù)n=1440r/min，Pca =4.8KW，由圖8-11可知應選用A型V帶。2.確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由表8-6和表8-8知小帶輪直徑不應小于75mm，故初取，則 ，查表13-9取 實際傳動比為： 。 從動輪實際轉(zhuǎn)速： ，則 5%，在允許范圍內(nèi)。帶速，在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 3.確定帶長和中心矩 初步選取中心距取，滿足。由式（8-20）得帶長，根據(jù)表8-2，對A型帶選用 Ld=2000mm ，再由式（8-23）計算實際中心距 。4.驗算小帶輪包角 由式（8-7）得 ，合適。5.確定V帶的根數(shù) 現(xiàn)有，根據(jù)表8-4a可得； 查表8-4b得； 由，查表8-2得,。 故V帶根數(shù)為 ， 取4根。 6.計算軸上壓力 由課本表8-3 查得q=0.10kg/m，單根V帶的初拉力： ，則作用在軸承的壓軸力：。7.V帶輪的結(jié)構設計1）B=（Z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm2）、小帶輪的設計采用材料HT150鑄鐵dd1=100mm2.5d，d為電機軸的直徑d=38mm， 且dd1300mm，故采用腹板式。腹板上不開孔。部分結(jié)構尺寸確定：d1=1.8d=1.838=69mmL=1.8d=1.838=69mm3）、大帶輪的設計由于 dd2=355mm， 故采用孔板式。有關結(jié)構尺寸如下：d=28mm,即第I軸直徑d1=1.828=50.4mmL=1.8d=1.828=50.4mm第三章.斜齒齒輪設計由前面的計算可知，該對齒輪傳動輸入功率為3.197KW，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 = 411.4r/min，實際傳動比為15.07/3.62=4.16，工作時間8年（按每年300天計算），兩班制工作，載荷平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按照設計要求，選擇右旋斜齒傳動；運輸機為一般工作機器，該對齒輪轉(zhuǎn)速不高，故可以選用8級精度； 2) 材料選擇。由課本表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS,二者材料硬度相差為40HBS.3) 初取小齒輪齒數(shù)23，大齒輪齒數(shù)Z2=4.162395.68,故取Z2=96，4）初選螺旋角=15。2.按齒面接觸強度設計按式(10-21)計算 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)1)、試選Kt=1.6；2)、；3)、由課本表10-7選取齒寬系數(shù)d=1；4)、由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強度極限大齒輪的解除疲勞強度極限6）由課本式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)7）由課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KNH1=0.90，KNH2=0.958)由圖10-26查得,則9）計算接觸疲勞許用應力取失效概率1%，安全系數(shù)S=1，由課本式（10-12）得 ,則許用接觸應力為（2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑 2)、計算圓周速度V= =1.106m/s3)、計算齒寬b及模數(shù)模數(shù)齒高h=2.25=4.86mm=51.36/4.86=10.574)計算縱向重合度5)計算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.106m/s，8級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.10直齒輪由課本表10-2查得使用系數(shù)由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時由，由查得故載荷系數(shù)6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計由課本式（10-17）得彎曲強度計算公式（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值1）由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 3)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（10-12）得4)計算載荷系數(shù)K5)查取齒形系數(shù)由表10-5查得 ，6）查取應力校正系數(shù)由表10-5查得 ,7)根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)8)計算當量齒數(shù) 9)計算大、小齒輪的小齒輪的數(shù)值大（2）設計計算對比計算結(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模數(shù)，取，但為了同時滿足接觸疲勞強度,按接觸疲勞強度計算分度圓直徑=55.96mm，算出小齒輪齒數(shù)，取=27大齒輪齒數(shù)：取=112這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為144mm即（2）按圓整后中心距修正螺旋角 因值變化不大,故其余值不需重新修正.（3）計算大小齒輪分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 ,圓整后取名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)27136模數(shù)_2端面模數(shù)2.072齒根高2.52.5齒頂圓直徑59.94236.06齒根圓直徑50.94227.06中心距144齒寬_6560齒頂高22分度圓直徑55.94232.06螺旋角_4.齒輪受力分析圖小齒輪：，。大齒輪：，。由于齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。第四章.軸的設計計算1. 高速級齒輪軸設計1）材料選擇及熱處理由于碳鋼比合金鋼價廉,對應力集中的敏感性較低,故選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理.2）初定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強度條件，可得軸的直徑計算式（15-2），由課本表15-3查得，又知，故 取中間值，由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大，故，取。3>軸的結(jié)構設計(1) 擬定零件的裝配方案，如下圖BC(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設計。 由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，故取 。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由課本圖8-14查得：，取，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取。初選滾動軸承。此處由斜齒產(chǎn)生的軸向力較大，根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇7207AC型軸承。查機械設計課程設計表12.2得，要求的定位軸肩是4.5 mm。故，要求在此處的定位套筒的直徑是42mm，并取。由后面的箱體設計可以得到。該箱體壁與齒輪的距離，L8=10 mm。由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右，因此，整個軸承蓋的寬度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍，可以確定L10=50 mm。 類似取，但這會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。則可以得到。L5處的寬度大于1.4h，??；則。同樣， 至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3) 軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課本表6-1采用mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為H7/n6. 滾動軸承與軸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k6。(4) 確定軸上圓角和倒角尺寸查課設表9-8,確定軸左端的倒角為1.645，右端倒角為1.045各處圓角半徑都為1.6 mm。4）軸的受力分析(1) 根據(jù)結(jié)構圖畫出軸的受力簡圖(2) 受力計算 1) 由前面的計算可得，由前面帶輪的壓軸力計算可知 Fq =FQ =1083N；計算支反力在水平面內(nèi)進行計算所以 。在垂直面內(nèi)進行計算。2) 畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位 Nmm扭矩圖：單位 Nmm3)按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力.根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得。ca<-1，故安全。2.低速軸的設計（1）材料選擇及熱處理選擇與高速級軸的材料一致，用45鋼，做調(diào)質(zhì)處理。（2）初定軸的最小直徑 已知 ，所以 取中間值，由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大，故 。（3）聯(lián)軸器的選擇由于軸的轉(zhuǎn)速較低，且轉(zhuǎn)矩變化小, 可以選彈性柱銷聯(lián)軸器.則查課本表14-1,得工作情況系數(shù),則,。 查課設表13-1選用LX3型號聯(lián)軸器 .綜合考慮，取。（4）軸的結(jié)構設計1）擬定結(jié)構方案如下圖：2） 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度 從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則L1就比84略短一點，現(xiàn)取。 初步選擇滾動軸承。根據(jù)，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承，查課設表12-2，選用7210AC，其尺寸為，其定位軸肩為3.5mm，故定位套筒的直徑為57mm。因此，。 取安裝齒輪處的軸段的直徑，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂的寬度，故取 ，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度應大于1.4h，取軸環(huán)寬度為9mm。 軸承端蓋的總寬度為20 mm。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)軸器右端面的距離為30 mm，故取L250 mm。 取齒輪與箱體之間的距離為15 mm，滾動軸承到箱體的距離為10mm，則 ， 。至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(5)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由課本表6-1查得平鍵選為，配合為H7/k6. 齒輪與軸的連接，按d4查表11.28得，選用平鍵為，配合為H7/n6。滾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k6。(6)確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本表9-8，取軸端倒角為 ，D處的圓角半徑r=2 mm，A、B、C、E處的圓角半徑r1.6 mm。(7)軸的受力分析1)畫出軸的受力簡圖2)進行受力計算 由前面的計算得 支反力計算水平面內(nèi)：所以 垂直面內(nèi)： 畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：Nmm)扭矩圖：(單位：Nmm)由彎扭圖上看，截面C-D是危險面。3） 按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的計算應力。根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表15-1查得，ca<-1，故安全。至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經(jīng)完成了。第五章. 軸承的校驗計算1.對初選高速級軸承7207AC校核(1)由上部分計算數(shù)據(jù)知，。1)計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查課設表12-2，得到軸承7207AC的，對于70000AC型軸承，它的派生軸向力，因此可計算，由于 ，所以 ，2)計算軸承的當量載荷 由表16-11得， ，則，則3)計算軸承壽命由于，所以按軸承2的受力大小驗算：查課本表13-6取，則故軸承可每一年更換一次。2. 對低速級軸承7210AC進行校核 (1)由上部分計算數(shù)據(jù)知，。(2)計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2查課設表12-2，得到軸承7210AC的，對于70000AC型軸承，它的派生軸向力，因此可計算，由于 ，所以 ，(3)計算軸承的當量載荷 由課本表13-5得， ，則，則 (4)計算軸承壽命由于，所以按軸承1的受力大小驗算：查課本表13-6,取，則，滿足要求。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。第六章.鍵的校核1.高速軸上的鍵(1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為,選用圓頭(A型)平鍵。(2) 校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，查表得擠壓應力p=5060 MPa。鍵工作長度，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度。計算擠壓強度，由于有pp該鍵滿足要求。2.低速軸上的鍵（1）選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。齒輪處與聯(lián)軸器處均選用圓頭（A型）平鍵。由低速軸的設計里已確定的鍵尺寸為齒輪處：，聯(lián)軸器處：。（2）校核鍵連接的強度鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，查表得擠壓應力p=100120 MPa。1) 齒輪處鍵工作長度 ，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度 ，計算擠壓強度，該鍵滿足要求。2）聯(lián)軸器處鍵工作長度 ，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度 ，計算擠壓強度該鍵滿足要求。第七章.潤滑密封的設計計算1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度，所以采用浸油潤滑方式。 而大齒輪浸入油高度應不小于10mm,故取浸油高度為12mm。2滾動軸承的潤滑對于高速級軸承 對于低速級軸承 ，它們的dn值都很小，故選用脂潤滑，滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的 1323 為宜。3.密封形式由于在軸承端處的軸表面速度兩者的速度都小于3m/s，所以選擇“粗羊毛氈圈油封”.第八章. 減速器箱體設計及附件說明1.減速器機體結(jié)構尺寸如下表名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑=0.036a+1216地腳螺釘數(shù)目n查機械設計課程設計4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）6定位銷直徑=（0.70.8）6，至外機壁距離查機械設計課程設計指導書表4.2221813，, 至凸緣邊緣距離查機械設計課程設計指導書表4.2201611外機壁至軸承座端面距離=+（58）40大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.215齒輪端面與內(nèi)機壁距離>15.機蓋，機座肋厚 2.其它附件的說明(1)窺視孔和窺視孔蓋為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內(nèi)注入潤滑油，應在機體上設置窺視孔。窺視孔應設置在減速器機體的上部，可以看到所有什么支件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，檢查輪齒的失效情況和潤滑狀況。(2)放油孔及放油螺塞更換油時，應把污油全部排出，并進行機體內(nèi)清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設放油孔。平時，放油孔用油螺塞和防漏墊圈壎。為了便于加工，放油孔處的機體外壁應有加工凸臺，經(jīng)機械加工成為放油螺塞頭部的面，并加封油墊圈以免漏油，封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成，放油螺塞帶有細牙螺紋。(3)油面指示器油面指示器用來顯示油面的高度，以保證油池有正常的油量。油面指示器一般設置在機體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位。在保證順利拆裝和加工的前提下，不與機體凸緣相干涉，油標尺的位置盡量高一些。與油面的夾角為45。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦生熱時使機體內(nèi)溫度升高，若機體密閉，則機體內(nèi)氣壓會增大，導致潤滑油縫隙及密封外向處滲漏。故在蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器。(5)定位銷為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓連接后在鏜孔之前，在連接凸緣上應裝配兩個定位銷。兩定位銷成非對稱布置，以加強定位效果。參考文獻1 王連明 宋寶玉 機械設計課程設計 第4版. 哈爾濱工業(yè)大學出版社2 濮良貴 紀名剛 機械設計 第八版. 高等教育出版社