開式齒輪單級斜齒輪減速器

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1、開式齒輪單級斜齒輪減速器 目錄 - 課程設計書 二設計要求 三設計過程 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5. 設計V帶和帶輪 6. 減速器內齒輪傳動設計 6. 1高速級齒輪的設計 6. 2低速級齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 7. 1輸出軸及其所配合軸承的設計 7. 1中間軸及其所配合軸承的設計 7. 1輸入軸及其所配合軸承的設計 8. 鍵聯接設計 Z, = 4 cos" = 23.46 n 取乙=24 Z2=iIZ1 = 5.27 x24 = 126

2、.48 => 取 Z? = 127 4.幾何尺寸計算 ①計算中心距a =(乙卜>)〃?〃 _ (24 + 127)x 2° 2 cos” 2xcosl5? =195.41mm 將中心距圓整為a= 195mm ② 按圓整后的中心距修正螺旋角 y^=arccos (Zi+Z?)/% 2cos^ =arccos (24 + 127)x2.5 2cos 15? =14.545 ③ 大小齒輪的分度圓直徑 d}=乙叫=61.99〃?〃?, d,=乙叫=328.03物〃 cos p cos/7 ④ 計算齒輪寬度 b =飽M = 60.73〃"〃

3、=> 取& = 70〃〃〃，B廣65mm 低速級齒輪 （1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS 高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS 齒輪精度：按GB/T10095-1998,選擇7級，齒根噴丸強化。 選取小齒輪的齒數Z1 =20,大齒輪的齒數Z2=Z,-i2 = 20x4.05 = 81 功率 P1=2.64KW, n1=57.83m/s （2）按齒面接觸強度設計 心隊玲?『新 ① 試確定載荷系數 Kt=l. 3 ② 計算小齒輪傳遞的轉矩7；=4.36xl05/V /7z/n （公式同斜齒輪） ③

4、取齒寬系數如=1 ④ 彈性影響系數Ze=189. 8初靜 ⑤ 小齒輪的接觸疲勞強度極限6g=600MRz,大齒輪的接觸疲勞強度極限 ?！▊? =550岫。 ⑥ 計算應力循環(huán)次數 （公式同斜齒輪） N =1.216x1()8 叫=3.002x1()7 ⑦ 接觸疲勞壽命系數KHN] = 0.98, KHN2 = 1.08 ⑧ 計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1 [o-w], =588MPa,@H】2 =594MPa （公式同前） （3）計算 ① 試計算小齒輪分度圓直徑4, 心倍澆5.92 ② 計算圓周速度V ③ 計算齒寬b"d\t =98.92,〃〃? ④ 計

5、算齒寬與齒高之比 模數叫=* = 4.946mm 齒高 h=2.25mt =11.1285mm 所以-=8.89 h ⑤ 計算載荷系數 根據v=0. 3m/s, 7級精度，查課本圖10-8得動載系數電=1.02 直齒輪 ％ = %=1,使用系數6 = 1.25 查課本表10-4取K“= 1.431,查圖10-13得K^ = 1.3 所以 K = KaKvKHuKHp = 1.8258 ⑥ 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 4 = = 110.778m” ⑦計算模數m m = — = 5.54"〃〃 4 (3)按齒根彎曲強度計算 2約加匕 相[aF] ①

6、 大小齒輪的彎曲疲勞極限分別是叫切=380MFa, o■相=500MPa ② 取彎曲疲勞壽命系數《和=0.93, KFN2 = 0.97 ③ 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4 [

7、)67 大齒輪的數值較大 =0.014922 [b 尸]2 因此"4狷，= "8 n 取m=4 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m,大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數，取m,f=4mm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,=110. 778mm來計算 應有的齒數.于是有： 乙=& = 27.6945 =>Z =27 m Z2=ZIi2=27x4.05 = 113.4=>Z2 = 113 (4) 幾何尺寸的計算 ① 分度圓直徑 4 = Z}m = 108"“〃; d2 = Z2m

8、 = 452mm ② 計算中心距a =冰乙* Z?) _ 280m〃? 2 ③ 計算齒輪寬度b =如d\ = 108〃e 所以MXB, = 1 I Omm, Bj=l 15mm (5) 結構設計(以低速級大齒輪為例) 分度圓直徑d=m*z=452mm 齒根圓直徑 df=z*m-2. 5*m=442mm 齒頂圓直徑 da=z*m+2*m=460mm 基圓直徑 db=z*【n*cos(alpha) =424. 74mm 因齒輪齒頂園直徑大于160mm而小于500mm,故以選用腹板式結構為宜 計算方式如下圖 (b) D,*( Do 久= (0.25 ~0.35)(

9、O°-〃，)； 1.6DAj 材)：~ 1.70“ 鉤帙)；n! *0. 5m, ； r*5 mm； 逐堇直到：Do*^. C?(0.2 ?0.3)8； 維齒輪：］=(l - 1. 2)D4 ; C* (3 ~4)m；尺寸J由結構設計而定：' = 常用齒輪的C值不應小于I。mm,航空用齒輪可取S3 ~6 mm 圖10-39腹板式結構的齒輪(

10、x4 = 2 nun B = 110mm C = 0.3B = 33 mm 低速級大齒輪結構圖:  7. 傳動軸承和傳動軸的設計 輸出軸及其所帶軸承的設計 7/1659.24N. M （1）求輸出軸上的功率P3,轉速〃 3,轉矩L P,=2.51KW %=14.28r/min （2）求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2 =452 mm 所以 2x1659.24 452xl(y3 = 7341.7727 F, = F,業(yè)& = 7341.77x些U = 2672.197V （直齒輪螺旋角等于0） cos p cos 0” F疽 F,

11、tan/? =0 圓周力F,,徑向力F,及軸向力F.的方向如圖示： （3）初步確定軸的最小直徑 按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據課本 表15-3取A, =112 ,于是： "min = A, 3/— =112x J 251 = 59 64〃“〃 m,n V 14.28 對于直徑小于100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7% d=59.64X1.05=62.622mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑”頃，為了使所選的軸與聯軸器吻 合,故需同時選取聯軸器的型號 查課本表14-1,選取=1.5 Tca = KJy =1.

12、5x1659.24 = 2488.86N ? 因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，所以 查《機械設計手冊》GB/T 5014-2003選取LX4型彈性柱銷聯軸器其公稱轉矩為2500Nm,半聯軸器的孔徑 4 =63〃"〃,故取"[項=63mm.半聯軸器的長度L = \42mm.半聯軸器與軸配合的轂孔 長度為L = 107〃〃〃 (4)軸的結構設計 ① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求，I-II軸段右端需要制出一軸肩, 故取II-III的直徑為項=70〃e ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈 直徑。= 73〃〃〃半聯軸器與軸配合的輪轂孔長度A =107〃"〃，為了保證軸

13、 端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上，故I-II的長度應比L略短一 些,現取 /[_n = 105/w/n ② 初步選擇滾動軸承. 因軸承不受軸向力的作用，故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據 dii_iii = 7。沖1 查手冊標準 GB/T283-2007,選用 N215E 軸承(QxOx3 = 75〃imx130〃〃g25〃"〃 ) 故4ii=n = 6/vn_vll = 75mm ;而/V1I_V1D = 25mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸 向定位.由手冊上查得N215E型軸承定位軸肩高度 h > 0.07J,取/z = 因此d|v_v = 81 mm, ③ 取安

14、裝齒輪處的軸段Jv1_vb=85^;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定 位.已知齒輪轂的寬度為110mm,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/Vi-vu = 106/M/7Z.齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高7mm,取 /V_VI = 99/77/7?.軸環(huán)寬度b>\Ahy 取/v-vi=15mm. ④ 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）.根據 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軸器右 端面間的距離/ = 40nvn ,故取/H_IH = 60mm ⑤ 取低速級齒輪距箱體內壁之距離高速級齒輪距箱體內

15、壁距離 a2=24. 5mm,兩圓柱齒輪間的距離c=40〃m.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動 軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取s=8〃zm,己知滾動軸承寬度B=25〃〃〃， 高速齒輪輪轂長L=70漩n,則 4n-vn = B + s +q+4 = 25+ 8+16 + 4 = 53mm 加"= L + s + c + 〃2 — /y-vi = 127.5 mm 至此，己初步確定了軸的各端直徑和長度. 5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時， Lj = Lab = 125mm, L2 = LBC = 186.5mm, L3 = LCD

16、 = 91.5mm 所以作為簡支梁的軸的支承跨距 L = L2 + L^=i 86.5 + 91.5 = 278/wn [ 915 Fg =— F =7341.77x — = 2416.45?/ nh' L2 + L. ' 278 E = 偵 ￡ =7341.77x1^-4925.32N ，W2 妁+ A ' 278 ￡g=《§； = 879.52N FNV2 = Fr-FNv\ = 2672.19 - 879.52 = 1792.67N = Fnh「L2 = 450667.4257V ? Mll2 = FNll2 ? A = 393021.78N ?〃偵 MV1 =

17、F^L, = 879.52 x 186.5 = 164030.48^ - mm Mv2 = FnvL = 1792.67x91.5 = l64022.97V mm M, = = V450667.9252 +164030.482 = 479591.05 N ? mm M2 == 479588.46N mm T=T3=165924N.mm T' 9. 箱體結構的設計 10. 潤滑密封設計 四設計小結

18、 五參考資料 二設計要求 題目： 工作條件：雙班制工作，有輕度振動，小批量生產，單向傳動, 軸承壽命2年，減速器使用年限為6年，運輸帶允許誤差：5% 三設計過程 題號 運輸帶有效應力 (F/N) 運輸帶速度 V (m/s) 卷筒直徑 D (mm) 己知數據 9600 0. 24 320 1 .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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 6.

19、 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據 = 7.965MPa 前已選軸材料為45鋼，調質處理。 此軸合理安全 查表 15-1 得[

20、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IV和V 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比過 盈配合的小，因而，該軸只需膠合截面vn左右兩側需驗證即可. ⑵.截面VII左側。 抗彎系數 W=0. 1J3 = 0.1x753 =42187.5 抗扭系數 的=0.2 "3=0.2x753 =84375 截面vn的右側的彎矩M為 M = M. X 106~15 =411724.392N? /也〃 106 截面[V上的扭矩7；為*=165924N?〃z 截面上的彎曲應力

21、_ 31135() 25000 =\2A5MPa M =—= 'W 些2 = 11.57"。 12500 截面上的扭轉應力 軸的材料為45鋼。調質處理。 由課本佐5表15T查得: cf , = 275 MP T. =155 MR 因三=—=0.04 d 50 31 經插入后得 （Jd =2. 0 軸性系數為 % =0.82 g, =0. 85 K/l+%(ba -1)=1. 82 Kr=l+^r (

22、碳鋼的特性系數 (pa =0.1-0.2 取0. 1 饑=0.05 ?0.1 取 0.05 安全系數&“ S/ = 25.13 K°S +饑4 S = 13.71 r E+m Sca . -「 =10.5 NS二1. 5 所以它是安全的 Js；+S； 截面IV右側 抗彎系數 W=0. 1J3= 0.1x503=12500 抗扭系數 葉=0.2d'=0. 2x503=25000 截面IV左側的彎矩M為 133560 截面IV上的扭矩二為 7； =295 截面上的彎曲應力

23、4930 W^~ 25000 =11.8() K-1 = 2.8 K I Kr = ^ + —-1 = 1.62 / A & = 0.82 黑=凡=0-92 所以勺=0.67 綜合系數為： KtT=2.8 Kr = 1.62 碳鋼的特性系數 0.1 ?0.2 取 0.1 代=0.05?0.1 取 0.05 安全系數5第 S/ = 25.13 S =13.71 q q Sca , °「 = 10.5 3S=1. 5 所以它是安全的 8. 鍵的設計和計算 ① 選擇鍵聯接的類型和尺寸 一般7級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 根據 ”

24、i-“=63mm,查課本表6-1取平鍵截面bxh=18mmXllmm,長度取90mm 根據 ”w-w=81mm,查課本表6-1取平鍵截面bxh=22mmX14mm,長度取90mm ② 校和鍵聯接的強度 查表 6-2 得 [b,] = 110MP“ 工作長度 4 =4-4 =72〃而 /2 = ^2 - /?2 = 68〃〃〃 ③ 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K} = 0.5/?] = 5.5, K2 = 0.5處=7 由式(6-1)得： 27x10，叩 1 = m VW」 2Txl03 r . 兩者都合適 軸承的壽命校核 因為選用軸承為N215E型，只受徑向載荷Fr,所

25、以P=Fr=2672.19N 軸承使用時間 Lh=2x8x365x2 = 11680。 輸出軸轉速n=14.28r/min = 5392.62 所以 C = P 彳普=2672.19x?6W4.82xU68。 （對于球軸承X對于滾子軸承村?） 中間軸及其所帶軸承的設計 （1） 求輸出軸上的功率P3,轉速〃 3,轉矩＜ P,=2.64KW 〃廣57.83r/min T,=430.98N. M （2） 求作用在齒輪上的力 直齒輪d]=108mm, B（=l 15mm, /?）=0 斜齒輪d2=328.03mm, B2=65mm,屁=14.545? ① 直齒輪上的力 F,

26、產竺= 7981.11N 4 Frl = F;1 里Ml = 7981.11x tan 20 - = 2904.89/V （直齒輪螺旋角等于 0） cos P cos 0" Fal = Fh tan p =0 ② 斜齒輪上的力 2T F,, = = = 2627.69N ，2 dl F”= f,竺四= 2627.69絲一 = 988.（）7N （直齒輪螺旋角等于 cos 河 cos 14.545° 14. 545° ） Fa2=F/2tan^2=681.77N （3）初步確定軸的最小直徑 按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據課本

27、 表15 —3取人“ =112 ,于是： >4倍 S 焉= 40.03皿 （4）軸的結構設計 初選方案的結構圖 婦皿",如” Ong 8"”人 腿IB 朝叱 L=心? | 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 根據箱體內壁之間的距離是相同的，根據輸出軸所算推出箱體內壁之間的軸 段長為260. 5mm al=16mm, a2=24. 5mm, ^=65mm,B（.{=l 15mm, C=40nun, T=20. 75mm, a=18. 6mm 求的 11=49. 75mm, 12=110mm, 13=40mm, 14=60mm, 15=58. 25mm

28、 ② 初步選擇滾動軸承. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，因為要受軸向力的影響，所以需要 選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊選擇30209型圓錐 滾子軸承（d = 45"7〃z, D = 85/7?/?7, T = 20.75w B = 19/w??, C = 16nviLa = 18.6/77/??） 所以取 dl=d5=45mm, d2=55mm, d3=65mm, d4-55mm 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定） ,己初步確定了軸的各端直徑和長度. （5） 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的

29、支點位置時, L] = Lab = 83.65mm, L2 = Lnc = 130mm, = LCD = 67.15mm 所以作為簡支梁的軸的支承跨距 L = = 83.65 + 130 + 67.15 = 280.8〃〃〃 計算方法同直齒輪 FWI =4975.17N FNH2 =—378.25N = 1803.24N Fg = —1625.78N =FV//1-L1 =41617297N nun Ml{1 = FNH2 L. = -25399.49N mm MV[ = FnviL = 150841.026/V m/n MV2 = FNV2L, = 1792.67 x91

30、.5 = ] 64022.9N ? mm M,== 442665.57N mm M2 = jMhM" = 165977.85N ?沖〃 T=T2=430980N.mm 6, 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據 (T = J= 12.468MPa E W 前已選軸材料為45鋼，調質處理。 查表15-1得[j]=60MPa , er函＜ [a.,] 此軸合理安全 其余校核方法同輸出軸的校核方法 輸入軸及其所帶軸承的設計 （1） 求輸出軸上的功率P3,轉速〃3,轉矩約 P/2.78KW n, =304.76r/min 7>86.03N. M （2） 求作用在

31、齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d[ =61.99 mm B=70mm 2T 所以F,=—= 4 2x86.03 61.99x10-3 =2775.6 W F, = F, tan % cos 0 =2775.61 X tan 20” cos 14.545" = 1043.69N F

32、的影響，所以需要 選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊選擇30206型圓錐 滾子軸承（d = 30〃?〃?, D = 62mm,T = 17.25mm, B = 16mm, C = 14mm,a = 13.8〃〃〃 ） （4）軸的結構設計 初選方案的結構圖 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 根據箱體內壁之間的距離是相同的，根據輸出軸所算推出箱體內壁之間的軸段長 為 260. 5mm a2=24. 5mm, B=70mm, C=40inm, T=17. 25mm, a=13. 8mm 求的 ll=100mm, 12=17. 25mm, 13= 1

33、58mm, 14=16inm, 15=65mm, 16=54. 75mm 5. 求軸上的載荷 首先根據結構圖作出軸的計算簡圖，確定頂軸承的支點位置時, L] = Lab = 212.45mm, L2 = LBC = 70.95mm 所以作為簡支梁的軸的旻承跨距 = L~ F, = 694.887V 頃2 =2080.73N F I ='2 =261.29N A + 4 ￡w2 = R — Ewi=781.88N Mh = Fnh「L = 147627.256N ?〃以 MVI = FmL] = 55511.06N ? mtn MV2 = Fnv1L2 = 55

34、474.386- mm M、== 157719N ? M2 =』M；+M" =157706.1 N nun T=Tl=86030N.mm  傳動裝置總體設計圖 裝置總的效率 2 4 〃總=S"齒〃滾〃聯〃卷=0.79 〃叱為V帶的效率，〃齒為齒輪的傳動效率，加為滾子軸承的效率，加為聯軸器 的效率（有彈性元件的撓性聯軸器），〃卷為卷筒的效率（齒輪為7級精度，油 脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算）o 2. 電動機的選擇 （1） 選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V, Y型 （2） 選擇電動機的電容

35、 八 1 OOO7Z^ 計算所需條件：F：工作機的工作阻力 V：工作機卷筒的線速度 T：工作機的阻力矩 〃總裝置的總效率 其余校核方法同輸出軸的計算方法一樣 9. 箱體結構的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量, 大端蓋分機體采用生配合. is6 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， 齒頂到油池底面的距離H為40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，

36、聯接表面應精創(chuàng)，其 表面粗糙度為MV 3. 機體結構有良好的工藝性. 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，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：

37、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： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，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結凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋. F位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各 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. 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果

38、箱座壁厚 (T (7 = 0.025。+ 3 2 8 13 箱蓋壁厚 (7] =0.02? + 3 > 8 11 箱蓋凸緣厚度 b\ K = 1.5’ 12 箱座凸緣厚度 b b = 1.5a 16.5 箱座底凸緣厚度 b2 h2 = 2.5cr 32.5 地腳螺釘直徑 S df =0.036^/4-12 M24 地腳螺釘數目 n 查手冊 6 軸承旁聯接螺栓 直徑 4 I】 =0.72廣 M12 機蓋與機座聯接 螺栓直徑 d2 d2= (0. 5~0. 6) df M10 軸承端蓋螺釘直 徑 d廣(0. 4~

39、0. 5) df 10 視孔蓋螺釘直徑 奴 d4= (0.3、0.4) df 8 定位銷直徑 d d= (0. 7^0.8) d2 10 d f, 4 , d2 至外 機壁距離 G 查機械設計手冊表 11-2 34 18 16 df, d2 至凸 緣邊緣距離 c2 查機械設計手冊表 11-2 28 16 14 外機壁至軸承座 Z,=C1+C2+ (8~12) 45  端面距離 大齒輪頂圓與內 機壁距離 △ i >1. 2b 20 齒輪端面與內機 壁距離 a2 A2>（7 15 機蓋，機座肋厚

40、 m a 0.85。］,a 0.85cr rn} a 10 軸承端蓋外徑 玖 =。+（5~5. 5） dy 85 （1 軸）100 （2 軸） 130 （3 軸） 軸承旁聯結螺栓 距離 S S D2 85 （1 軸）100 （2 軸） 130 （3 軸） 10.潤滑密封設計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速 度遠遠小于（L5~2）xl0F〃v/min,所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92 中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度. 油的深度為H+九 H=30 /?,二 34 所以 H+九二30+34=64 其中油的粘

41、度大，化學合成油，潤滑效果好。 密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接 凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 D 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太 大，國150傾。并勻均布置，保證部分面處的密封性。 四設計小結 這次關于帶式運輸機上的二級展開式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真 正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于培養(yǎng)我們理論 聯系實際的設計思想；訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論，結合生產實際和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識； 提高我們機械設計的綜合素質等方面有重要的作用

42、。 通過三個星期的設計實踐，使我們對機械設計有了更多的了解和認識。為我們以 后的工作打下了堅實的基礎。在此次設計過程中，不但使我們樹立起了正確的設 計思想，而且，也使我們學到了很多機械設計的-?般方法，基本掌握了-?般機械 設計的過程，還培養(yǎng)了我們的基本設計技能，所以這次課程設計我們的收獲是非 常巨大的。 機械設計是機械工業(yè)的基礎，是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、 《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《公差與配合》、《機械工程材 料》、《機械設計手冊》等于一體。 在這次的課程設計過程中，綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能，結合 各個教學實踐環(huán)節(jié)進行

43、機械課程的設計,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、 工程洞察力和判斷力，特別是提高了分析問題和解決問題的能力，為我們以后對 專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 一分耕耘一分收獲，雖然設計時間很緊迫，每天都要計算、畫圖到深夜，但是我 們的收獲也是很巨大的，相信這次的課程設計必將是我們走向成功的一個堅實基 礎。 在本次設計過程中得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和 幫助 以單級圓柱齒輪減速器為例 —齒輪傳動設計 如果設計的齒輪傳動是閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面，所設計的是一般機械傳 動機構，圓柱齒輪減速器就是這樣的，查表，選用45鋼做小齒輪材料，

44、熱處理 方法為調質，齒面硬度為250HBS,大齒輪材料為45鋼，正火處理，齒面硬度為 210HBSo如果是采用中硬齒面齒輪，所選材料為40CrNiMo,其機械性能應符合 JB/ZQ4288-86《合金結構鋼》的規(guī)定。中硬齒面小齒輪齒面調質碩度為 306~332HB,大齒輪齒面調質硬度為283~314HB。齒輪加工精度為887HK JB179 -83,齒面粗糙度Ra為3.2um。如果齒輪設計的是高速齒（斜齒輪），在選材 方面，大齒輪 二軸的設計 對已知減速器的傳動功率屬中，小功率，對材料無特殊要求，所以選用45鋼并 經過調質處理，由表查得強度極限。b=637MPa,許用彎曲應力

45、[。c]=60MPa。 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸對稱分布，齒輪左面由軸肩定 位，右面用套筒軸向固定，靠平鍵和過盈配合實現軸向固定。兩軸承分別以軸肩和大筒實現軸向定位，靠過盈配合實現軸向定位。大帶輪輪轂靠軸肩，平鍵和螺 栓分別實現軸向定位和軸向固定。 優(yōu)質碳素鋼具有良好的機械性能，對應力集中敏感性較低，價格便宜，應用廣泛, 例如：35, 45, 50等優(yōu)質碳素鋼，一般的軸采用45鋼，經調質或正火處理，又 耐磨性要求的軸端，應進行表面淬火或低溫回火處理。輕載的或不重要的，也可 使用 Q235, Q275 等。 所以減速器中起蓋螺釘，高速軸軸承上的螺釘以及低速軸

46、軸承上的螺釘，還有 螺栓使用的都是Q235, 甩油環(huán)：將潤滑油從油箱（池）中帶出淋到或流到軸、齒輪等部件上，使零部件 得到潤滑。有的減速器有甩油環(huán)，有的沒有。 擋油環(huán)：一般處于軸外伸前面，將大量潤滑油阻擋在軸密封環(huán)前面，使油流到油 池中。 他們所使用的材料一般也是Q235 墊片的主要作用是增大螺栓或螺母與零件表面的接觸面積，防止零件表面被磨 壞；二是做成彈簧墊圈，起到防松作用。減速器中具有此作用的墊片所選的材料 是耐油橡膠石棉板， 在減速器中還有一類墊片叫做調整墊片，它是由薄的軟金屬板組成的，其作用是 用以調整軸承間隙的 在減速器上部開窺視孔，可以看到傳動零件嚙合處的情

47、況，以便檢查齒面接觸斑 點和齒側間隙。潤滑油也由此注入機體內。 窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。視孔蓋的材料是 Q235o PD型油封選用的材料是橡膠，作用是防止漏油和污物進入機體內。 齒輪軸選用的材料是35CrMo,此鋼有很高的靜力強度、沖擊韌性及較高的疲勞 極限。這種鋼通常用作調質件，也可高中頻表面淬火或淬火及低、中溫回火后使 用，適用于在高負荷下工作的重要結構件，特別是受沖擊、震動、彎曲、扭轉負 荷的機件。 所有的鍵使用的都是45鋼， 銷也是由45鋼制成的。定位銷為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加 工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋

48、與箱座的聯接凸緣上配裝定位銷。安 置在箱體縱向兩側聯接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝絕大多數減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄 鋼。少量生產時也可用焊接箱體，鑄造或焊接箱體都應該進行退火處理。減速器 的外形比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體具有足夠的強度，此處的箱體是有 灰鑄鐵制造的，灰鑄鐵具有很好的鑄造性能和減震性能，為保證箱體具有足夠的 剛度，在軸承孔附近加支撐肋。 所有的墊圈是由65Mn制成的，鎬提高淬透性，4）12mm的鋼材油中可以淬透，表 面脫碳傾向比硅鋼小，經熱處理后的綜合力學性能優(yōu)于碳鋼，但有過熱敏感性和 回火脆性。用作小尺寸

49、各種扁、圓彈簧、座墊彈簧、彈簧發(fā)條，也可制作彈簧環(huán)、 氣門簧、離合器簧片、剎車彈簧及冷拔鋼絲冷卷螺旋彈簧。 有優(yōu)良的綜合 性能，如力學性能（特別是彈性極限、強度極限、屈強比）、抗彈減性能（即抗彈 性減退性能，又稱抗松弛性能）、疲勞性能、淬透性、物理化學性能（耐熱、耐低 溫、抗氧化、耐腐蝕等）o 65Mn鋼板強度、硬度、彈性和淬透性均比65號鋼高, 具有過熱敏感性和回火脆性傾向，水淬有形成裂紋傾向。退火態(tài)可切削性尚可， 冷變形塑性低，焊接性差。  FV 1()00" 9600x0.24 1000x0.79 = 2.9KW （3）確定電動機轉速 f = % .皿

50、 卷筒工作轉速 60 x1000V 60x1000x0.24 …. n = = = 14.32尸 / min 7rD tfx 320 取V帶的傳動比為2-4,二級圓柱齒輪減速器傳動比為8~40 求得總傳動比的范圍為16-160 所以％ ="? 〃 =(16 ?160) x 14.32 = 229 ?2291, / min 方案 電動機型 號 額定 功率 同步轉 速 滿載轉 速 總傳動 比 1 Y100L2-4 3 1500 1440 99.86 2 Y132S-6 3 1000 960 67.04 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、

51、重量、價格和帶傳動、總傳動比，選定型號 為Y132S-6的三相異步電動機。 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 i.t = 口 m =67.04（ 久7電*瓦力和L白勺？浦委> n 取八=3.15, 貝iji=i, ?以=21.28 木艮（ =1 -3i2 =>i[=5.27, i2 =4.05 i^=iv 」2=67?23 n = - = QC>O =14.28r / min 6；. 23 * △ n= x 1 OO%=O.2；9” n 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 (1) 各軸轉速 / = nm /iQ =960/3. 15=304. 76r/m

52、in nu =n//il =304. 76/5. 27=57. 83r/min nm = nn/ i2 =57. 83/4. 05=14. 28r/min ni\-nm =14. 28r/min (2) 各軸輸入功率 Pi =X / =2.9X0. 96 = 2. 78kW P/ = pg 滾x 加=2. 78X0.98x0.97 = 2.64kW Pnl = 滾x 〃齒=2.64X0.98X0.97 = 2.51kW Pn= Pm X。滾Xr］聯=2.51 X0.98X0.99 = 2.44kW (3) 各軸輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩7；=9550& =9550X2.

53、9/960=28.45 N-m 寫=寫 X % X =28.45X3.15X0.96=86.03 N m 7； = 7} X i, X 77； .. X 〃齒=86.03 X 5.27X0.98 X 0.97=430.98 N m T/n = Tf/X i2 X % X 侃=430.98X4. 05 X 0.98X 0.97=1659.24N-m 卷筒軸的輸入功率 T^ = T/n X 〃滾 X 〃聯=1659.24X0. 98X0. 991609. 79 N m 運動和動力參數結果如下表 軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/mir 輸入 輸出 輸入 輸出

54、電動機軸 3 28. 45 960 1軸 2. 78 86. 03 304. 76 2軸 2. 64 430. 98 57. 83 3軸 2.51 1659. 24 14. 28 4軸 2. 44 1609. 79 14. 28 （輸出功率乘以各軸輸出端軸承的功率） 5. 普通V帶傳動設計 ⑴確定計算功率（%=%〃》） 因為載荷變動小，空載啟動，工作時間10?16h,所以工作情況系數KA =1.2 Kg =Ka尸=1.2 x 2.9=3.48 （2）選擇V帶的帶型 根據課本157頁圖8-11推出選

55、擇A型V帶 （3）確定帶輪的基準直徑dl并驗算帶速v ① 根據課本157頁表8-8,初選小帶輪直徑dl=100mm ② 帶速v應控制在5~25m/s,最大不應超過30m/s ③ 計算大帶輪的基準直徑d2 刁2 =匕,41 = 3.15x100 = 315〃〃〃 （4）確定中心距a,并選擇V帶的基準長度Ld ① 初定中心距a。 0.7(dl + d2) < aG< 2( JI + d2) => 290.5 < a()< 830 取 ao=500n)m ② II?算相應的帶RLdO Ld{} = 2% +-W1 + d2) + S-"I)=1674.99mm 2 4%

56、 查課本表8-2,選帶的基準長度Ld=1600mm ③ 計算中心距a及其變動范圍 Ld 一 LdO ~2~ n a = 462.505mm a. = a — 0.015Ld => a. = 438.505/wn = a + 0.03 Lt/ = 6Z,?.1V = 510.505/wn （5）驗算小帶輪上的包角a 57 3° a = 180 -(t/2-6/1)^—=153.36 >90J a (6) 確定帶的根數z ( z =—) 根據 dl=100mm, nl=960r/min,查課本表 8~4a 得 POO. 95KW 根據 nl=960r/min, <=3

57、. 15, A 型 V 帶，查課本表 8~4b 得左P0=0. 11KW 查表 8-2 及 8-5 得 Kl =0. 99, Ka=0. 926 Pea 3.48 由 rij z= = = = 3.59 取 4 根 4 (P0 + V0)KA 0.97 查課本表8-3得q=0. lkg/m 單根V帶所需的最小初拉力(%)瀕=500x竺藉捋 +療2 = 149.53N (8) 計算帶傳動的壓軸力弓 丹=2.N/sin 號= 1164.062 (9) 帶輪采用孔板式結構 6. 減速器內齒輪傳動設計 高速級齒輪 1. 確定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 ① 高速級齒輪

58、選用斜齒輪配合，低速級采用直齒輪配合。 ② 運輸機為一般工作機器，速度不高，所以選7級精度。 ③ 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS 高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS 齒輪精度：按GB/T10095-1998,選擇7級，齒根噴丸強化。 ④ 初步選擇小齒輪齒數zl二17,大齒輪齒數z2=90 ⑤ 選擇螺旋角，初選螺旋角6=15° 2. 齒面接觸強度設計 E羿(涪)2 V e.a 〃 吭] (1)數值的計算選取 ① 試選Kt=1.6 ② 查課本圖10-26得％ =0.742,勺2=°?87，￡ =標

59、+勺2=1?612 ③ 查課本圖10-30得Z” =2.425 ④ 計算小齒輪的轉矩7； = 955x1 °、4 = 95.52.78 =8 7 ] 乂 ]N ?〃初 I、 %。 V ⑤ 查課本表10-7取齒寬系數(Dd=l. 0 ⑥ 查課本表10-6得材料的彈性影響系數Ze=189.8MP^ ⑦ 查課本圖10-21C1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 叫頃=600A/P“，大齒輪的接觸疲勞強度極限crHlim2 = 550MP。 ⑧ 計算應力循環(huán)次數 N、= 60,2, =60x304.76 x 1 x（2x8x365x6） = 6.407 xl 0d}l > ■

60、 —-（Z//，Z^）2 =54.45〃”〃 （2）計算圓周速度 勿4/1 _ x 54.45 x 960 z 17 h = 2.25% = 2.25 x3.09 = 6.95 - = 7.83 h 計算縱向重合度％ % = &1348由z, tan^ = 0.318xlxl7xtan!5? 計算使用系數K 根據v=0. 87m/s, 7級精度，由課本圖10-8得Kv=L 05 由課木表 10-4, 10-3 及圖 10-13 查得 K”=l.41, K“=l.29, KHa = KFa = \,2 K = Ka ? Kv ? KUa ? K” =1.25x

61、1.05x1.2x1.41 = 2.22 （6）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑 2 22 =54.45x^^=60.73mm K、 \ 1.6 （7）模數計算 但= 6.407x1。如 2%。， i 5.27 ⑨ 查課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數Kg = 0.93,匕厚=。?97 ⑩ 取失效概率為1%,安全系數S=1 [

62、5 （3）計算齒寬b及模數〃< nt b = Qi , du = 54.45mm d., cos^ 54.45 x cos 15?、“ = =3.09 mm tn,u [crH ] = = 545.75 俯 d. cos 3 = 60.73 x cos 15? - =3.45"〃〃 Z| 3.齒根彎曲強度計算 17 ，"杪化cos"冬 ① 計算載荷系數 K = KA - Kv KFa ? KFp = 1.25x1.05x1.2x1.29 = 2.03 ② 根據縱向重合度％ = 1.45,查課本圖10-28得螺旋角系數匕=0.875 Zrl

63、=—^― = \7 =18.86 ③ 計算當量齒數 cos/ cos 15? Zr2 = —^― = ’° =99.86 “cos3^ cos315? ④ 由課本表10-5查取齒形系數匕混=2.858,上2 =2.182 ⑤ 由課本表10-5查取應力校正系數KaI =1-538,匕2=1?789 ⑥ 查課本圖10-20c得大小齒輪的彎曲疲勞極限分別是 ahE2 =380MPa,。的=500MPa ⑦ 查課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K質=0.88, Kg =。?91 ⑧ 計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4 S 1.4 [] 匕小尸心=。?91x380

64、= 247怵 F 2 S 1.4 ⑨計算大小齒輪的寶％ If] 圣L 2.858x1.538 =003986 M 31429 大齒輪的數值較大 2.182x1.789 =00158()4 SL 247 1x172x1.612 [W = = °.88x5OO = 314.29 必/ V 弗 z也 [aF\ V 1X172X1.612 取rnm=2. 5nun 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m“大于由齒根彎曲疲勞強 度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數，取m廣2. 5mm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,=60. 73〃〃〃來計算 應有的齒數.于是有：