二級圓柱斜齒輪減速器及主要零件工藝設計[F=4000 V=0.6 D=300]【帶箱體工藝卡】【CAD圖紙和說明書】

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Keywordstransmission motor gear reducer緒論輸送帶一般可分為普通輸送帶和特殊結構輸送帶。普通輸送帶主要用于通用固定式、繩架吊掛式及可伸縮式帶式輸送機。特殊結構輸送帶包括鋼繩牽引輸送帶、旅客輸送帶、花紋輸送帶、擋邊輸送帶、防撕裂輸送帶、無覆蓋膠輸送帶等。輸送帶一般由覆蓋層、帶芯、隔離層三個組成。所以帶式輸送機具有運行可靠、連續(xù)、高效,易于實現自動化和對地形適應性強等優(yōu)點,是散狀物料連續(xù)運輸的主要設備。據有關資料介紹,法國輸送機單機長度已達15 km,高差為1 km。單滾筒的驅動功率達1 050 kW,設計帶速達8.4m/s,年運量達4億t。在澳大利亞的一個采礦場,輸送機通過多機串聯運距長達上百公里。目前我國的帶式輸送機也正在向長距離、高帶速、大運量、大功率方向發(fā)展。由于我國用剛性理論來分析研究帶式輸送機并制訂計算方法和設計規(guī)范,設計中對輸送帶使用了很高的安全系統(一般取n=10左右),實際上輸送帶是粘彈性體,而不能簡單地用剛體力學來解釋和計算。長距離帶式輸送機其輸送帶對驅動裝置的起、制動力的動態(tài)響應是一個非常復雜的過程,如何降低輸送帶的設計安全系統(輸送帶安全系數n=56),延長帶式輸送機使用壽命,確保了輸送機運行的可靠性,傳動問題是大型輸送機的關鍵技術,它關系到輸送機的技術性能和經濟效益。目前國內外大都采用以下可控傳動技術來解決輸送機的傳動問題。傳動時間隨帶式輸送機主參數可以在一定范圍調節(jié),使輸送機按照預先設定的傳動速度圖平穩(wěn)運行,并能實現滿載傳動;在多機驅動時具有功率平衡的功能;電動機能空載傳動,降低對電網的沖擊;具有過載保護功能近幾年來,國內外相繼開發(fā)成功了多種形式的軟傳動裝置:液粘性軟傳動裝置,如澳大利亞的BOSS 系統、美國的CST 等;液力型軟傳動裝置,如調速型液力偶合器、加長后輔液力偶合器等;電氣型軟傳動裝置,如變頻調速、可控硅控制開關磁阻傳動等;機械式軟傳動裝置,如BEST、德國力士樂公司的輔助液壓馬達周轉齒輪系統等。V1、任務書1、題目：設計二級圓錐/斜齒輪減速箱及主要零件的加工工藝。2、要求：該機由Y型電機驅動，經傳動裝置驅動滑輪帶動鋼絲繩移動。整機使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，工作機效率為0.95，要求有過載保護，按單件生產設計。3、原始數據：二級斜齒輪減速箱原始數據第二組（雙號）斜齒輪運輸帶拉力F(KN)4卷筒直徑D(mm)300帶速V(m/s)0.60編制工藝零件輸出軸4、傳動方案簡圖 斜齒輪傳動2、電動機的選擇2.1、電動機的容量選擇根據已知條件可以計算出工作機所需有效功率.4 設 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； 聯軸器效率， =0.99 閉式圓柱齒輪傳動效率， =0.97 一對滾動軸承效率， =0.99 帶式輸送機滾筒效率。 =0.96 估算運動系統總傳遞效率：式中： 得傳動系統總效率工作機所需電動機功率 由Y系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足條件的電動機額定功率應取為3。2.2電動機轉速的選擇根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速 按高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表3-1，常見機械傳動的主要性能推薦的傳動比合理范圍，一級齒輪減速器傳動比=35，則總傳動比合理范圍=925，故電動機轉速的可選范圍為：=(925)47.77=343.9955.5r/min符合這一范圍的同步轉速有: 750。由高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表10-112（查出Y132M-8滿足要求）2.3 電動機型號的確定 選用Y系列三項異步電動機，臥式封閉結構，綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比選擇電機型號為Y132M-8 ，其主要參數如下：電動機額定功率3KW電動機滿載轉速710r/min電動機軸伸出端直徑D38mm電動機伸出端安裝長度E110mm3、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統的總傳動比 柱齒輪傳動單級傳動比常用值為3-5，展開式二級齒輪減速器為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪材料相同、齒面硬度、齒寬系數相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比 低速級傳動比 4、傳動系統的運動和動力參數計算傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算：0軸（電動機軸）：1軸（減速器高速軸）：2軸（減速器中間軸）： 3軸（減速器低速軸）： 將上述結果和傳動比及傳動效率匯總如表2-3:項目電機軸高速軸中間軸低速軸轉速 (r min)710710144.938.13功率 (kw)32.7722.662.55轉矩Nm )37.6637.28175.4640傳動比i4.93.8表2-3 傳動系統的運動和動力參數5.漸開線斜齒圓柱齒輪設計5.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表 表3-2高速級斜齒圓柱齒輪項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數Z個1474.94選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt取1.61.6(2)區(qū)域系數ZH由1圖10-30（3）a由1圖10-26查得a1=0.77a2=0.871.641.64(4)計算小齒輪傳遞的轉矩T1查表1Nmm(5)齒寬系數d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數ZE由1表10-6(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應力循環(huán)次數N由1式10-13（9）接觸疲勞強度壽命系數KHN由1圖10-19KHN1 =1.05KHN2 =1.12KHN1 =1.05KHN2 =1.12（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數為S=1，由1式10-12得=(577.5+604.8)=591.15（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm=53.03（12）計算圓周速度vm/s1.54（13）計算齒寬BB1=60B2=55mmB1=60B2=55（14）模數h = 2.25mnt =2.252.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01度mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01（15）計算縱向重合度= 0.318dz1tan1.903（16）計算載荷系數K由1表10-2查得使用系數根據v=1.54 m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數1.08由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.420由1圖查得KF=1.33假定，由1表查得1.4故載荷系數K=KAKVKHKH=11.081.41.42=2.15K=2.15（17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑由1式10-1058.52（18）計算模數mm1.896按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數KK=KAKVKFKFK=11.081.41.33=2.01K=2.01（2）螺旋角影響系數根據縱向重合度= 1.903 ，從1圖10-280.880.88（3）計算當量齒數ZV =32.84=160.9（4）齒形系數YFa由1表YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198（5）應力校正系數YSa由1表YSa1=1.597YSa2=1.781YSa1=1.597YSa2=1.781（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖10-20b由1圖10-20c400350400350（7）彎曲疲勞強度壽命系數由1圖10-18利用插值法可得0.900.950.900.95（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數S1.3，由式10-12得（9）計算大小齒輪的并加以比較結論：大齒輪的系數較大，以大齒輪的計算0.0153（10）齒根彎曲強度設計計算由1式10-17=1.743mm1.743結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數。于是由取30，則Z2 = Z1i齒1 =304.9=147取Z2 =1477幾何尺寸計算（1）計算中心距a=182.4將中心距圓整為183mma=183（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。度14.71（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm62.03303.96（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm57.03298.96（5）計算齒輪寬度Bb = dd1b=1.062.03=62.03圓整后?。築1 =65B2 =60mmB1 =65B2 =60（6）驗算所以合適5.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表表3-3項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS3選擇齒數Z個U=3.84選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選Kt取1.61.6（2）區(qū)域系數ZH由1圖10-30（3）由1圖10-26查得a4=0.88=0.78+0.88=1.661.66(4)計算小齒輪傳遞的轉矩T查表1Nmm(5)齒寬系數d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數ZE由1表10-6MPa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21550540550540（8）應力循環(huán)次數N由1式10-13（9）接觸疲勞強度壽命系數KHN由1圖10-19KHN1 =1.08KHN2 =1.14KHN1 =1.08KHN2 =1.14（10）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數為S=1，由1式得H= 594=604.8（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm80.53（12）計算圓周速度vm/s=0.61（13）計算齒寬BB3=85B4=80mmB3=85B4=80（14）模數h = 2.25mnt =2.253.137.04b/h =80.53/7.04=11.44度3.13h 7.04b/h =11.44（15）計算縱向重合度= 0.318dz3tan0.3181.025an14=1.98=1.98（16）計算載荷系數K由1表10-2查得使用系數根據v=0.65s，級精度，由1圖查得動載荷系數1.1由1表查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.43由1圖查得KF=1.35假定，由1表查得1.4故載荷系數K=KAKVKHKH=11.11.41.43=2.20K=2.20（17）按實際的載荷系數校正分度圓直徑d3由1式10-1089.55（18）計算模數=3.48mm=3.486按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數KK=KAKVKFKFK=1.01.11.41.35=2.079K=2.079（2）螺旋角影響系數根據縱向重合度=1.981圖10-280.880.88（3）計算當量齒數ZV=27.3776.63（4）齒形系數YFa由1表YFa3=2.563YFa4=2.227YFa3=2.563YFa4=2.227（5）應力校正系數YSa由1表YSa3=1.604YSa4=1.763YSa3=1.604YSa4=1.763（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖b由1圖2400350400350（7）彎曲疲勞強度壽命系數由1圖0.920.960.920.96（8）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數S1.3，由式得368336（9）計算大小齒輪的并加以比較結論：大齒輪的系數較大，以大齒輪的計算=0.0117（10）齒根彎曲強度設計計算由1式=2.37結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取2.5已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=89.55應有的齒數。于是由取35 ，則Z4 = Z3i齒2 =35*3.8=133 取Z4 =1337幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為217mm =217（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。度（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm90.42343.58（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm84.17=337.33（5）計算齒輪寬度Bb = dd3=1.0*90.00=90.00圓整后?。築3 =95B4 =90mmB3 =95B4 =90（6）驗算故合適5.3斜齒輪設計參數表 表3-4斜齒輪參數表傳動類型模數齒數中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪 mmmm低速級斜齒圓柱齒輪 6.軸的設計計算6.1 1軸的結構設計(1）選擇軸的材料及熱處理方法查表15-11選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火。(2）確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： （3-3）再查表15-31， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大mm(3）確定各軸段直徑并填于下表內表3-5各軸段直徑名稱依據單位確定結果mm且由前面的帶輪的設計可得，帶輪的孔徑為30，mm3030查 2表7-123535因為處裝軸承，所以只要即可，選取7類軸承，查 2表6-6，選取7208AC，故 404046由于是齒輪軸所以等于高速級小齒輪的分度圓直徑：4040(4)選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.54，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 表3-6軸長度有關的各參數名稱依據單位確定結果箱體壁厚查表11-128地腳螺栓直徑及數目n查表11-1 2查表3-132， 取20，16軸承旁聯接螺栓直徑查表11-1 2查表3-9 2，取1612軸承旁聯接螺栓扳手空間、查表11-1 2軸承蓋聯接螺釘直徑查表11-22查表11-10 2，得當取軸承蓋厚度查表11-10 2，小齒輪端面距箱體內壁距離查2 =10軸承內端面至箱體內壁距離查 2因為選用脂潤滑，所以10距軸承支點距軸承寬邊端面離a查表6-62，選取7208AC軸承，故(5)計算各軸段長度。表3-7各軸段長度名稱計算公式單位計算結果由于與大帶輪配合，則：63由公式56由公式32由公式110.5齒輪1輪轂寬度：65由公式40L（總長）365.5（支點距離）197.56.2 軸的結構設計（1）選擇軸的材料及熱處理方法查表15-11選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。（2）確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： （3-4）= 再查表15-3 1， （3）確定各軸段直徑并填于下表內表3-8軸段直徑名稱依據單位確定結果由于和軸承配合，取標準軸徑為： =45由于和齒輪配合，取查表1-62，取50=50查 2表1-6，取=60=60與高速級大齒輪配合，?。?4545(4)選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。 將與軸長度有關的各參數填入下表 表3-9軸長度有關的各參數名稱依據單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a選用7209AC軸承，查 2表6-6得 （5）.計算各軸段長度 表3-10各軸段長度名稱計算公式單位計算結果439310齒輪配合長度：5845.5L（總長）L249.5（支點距離）196.16.3 軸的結構設計(1)選擇軸的材料及熱處理方法查表15-11選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。（2）確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式： （3-5）再查表15-3 1， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大（3）確定各軸段直徑并填于下表內表3-11各軸段直徑名稱依據單位確定結果由于與聯軸器配合，配合軸徑為d1=60mm 60考慮聯軸器定位：查 2表7-12，取7070為了軸承裝配的方便： ，取符合軸承標準孔徑大小為75考慮軸肩定位，查（1）表1-16，取標準值=8686考慮齒輪的定位：92由于與齒輪配合=80mm=80由于軸承配合：7575（4）選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”， ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數填入下表 表3-12與軸長度有關的各參數名稱依據單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a選用7015AC軸承，查表6-62得 （5）.計算各軸段長度表3-13名稱計算公式單位計算結果選聯軸器軸孔長度為107mm，則：105由公式47由公式39由公式73由公式10配合齒輪4：8851.5L（總長）413.5（支點距離）184.36.4 0軸的強度校核（說明：其余兩軸不再校核）齒輪的受力分析：斜齒輪上的圓周力：；徑向力：；軸向力：分別將:代入以上3式，得表3-14和軸長度有關的參數齒輪2上的圓周力齒輪上的徑向力齒輪上的軸向力3189.491195.80788.14齒輪3上的圓周力齒輪上的徑向力齒輪上的軸向力4958.72720.771750.14求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸受力簡圖圖3-2軸的受力圖其中， 方向均向外；方向都指向軸心；向左，向右。（1）.垂直平面支反力，如圖a)軸向力平移至軸心線形成的彎矩分別為： （3-6） （3-7） （3-8）(2).垂直平面彎矩圖，如圖b計算特殊截面的彎矩： （3-9） （3-10） （3-11） （3-12）(3).水平平面支反力，如圖c) （3-13） (4).水平平面彎矩圖,如圖d)計算特殊截面的彎矩： （3-14） (5).合成彎矩圖, 如圖e) （3-15） (6).扭矩圖,如圖f)(7)按彎扭合成校核軸的強度1）確定軸的危險截面根據軸的結構尺寸和彎矩圖可知：截面3受到的合力矩最大，且大小為： ,再考慮到兩個裝齒輪的軸段,因此截面3為危險截面。2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度（軸的抗彎截面系數，初選鍵：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63 mm3）取，則：查表15-1得=60mpa,因此,故安全。7軸承的選擇和校核7.1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對7309AC軸承，校核軸承，軸承使用壽命為6年，每年按300天計算。根據滾動軸承型號，查出和。7.2 校核軸軸承是否滿足工作要求(1).畫軸承的受力簡圖圖3-3 軸承的受力圖(2).求軸承徑向支反力、1）垂直平面支反力、 （3-16）2）水平面支反力、 （3-17）3）合成支反力、 （3-18）(3).求兩端面軸承的派生軸向力、 （3-19）(4).確定軸承的軸向載荷、由于因此軸承1被放松：軸承2被放松：(5).計算軸承的當量載荷、查1 表13-5 ：可得：e=0.68查1表有：取得：查1表有：，取，得：因此軸承1危險。(6).校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承1計算，滾子軸承的0.68，查表13-61取沖擊載荷系數 1.2，查表13-71取溫度系數1.0，計算軸承工作壽命：結論：選定的軸承合格，軸承型號最終確定為：7209AC8鍵聯接的選擇和校核8.1 軸大齒輪鍵的選擇一般8級精度以上尺寸的齒輪有定心精度要求，因此均選用普通圓頭平鍵 A型,根據鍵槽所在段軸徑為分別為：查2，選用，（大齒輪）鍵1：（小齒輪）鍵2：8.2 軸大齒輪鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度60, 小齒輪寬度90，根據鍵的長度系列選鍵長:鍵1：；鍵2：查1表16-2得鍵與鋼制軸在輕微沖擊載荷下的許用擠壓應力為：，則：鍵1：鍵2：所以所選用的平鍵強度均足夠。取鍵標記為： 鍵1：1650 GB/TB1096-79鍵2：1680 GB/TB1096-799 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇9.1傳動零件的潤滑（1）齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。（2）滾動軸承的潤滑因為齒輪速度，故滾動軸承選用脂潤滑。9.2 減速器密封（1）軸外伸端密封毛氈圈油封。（2） 軸承靠箱體內側的密封擋油板：防止?jié)q油漲到軸承。（3）箱體結合面的密封箱體結合面的密封性要求是指在箱體剖分面、各接觸面及密封處均不允許出現漏油和滲油現象，剖分面上不允許加入任何墊片或填料。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)，其表面粗糙度應為6.3,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，不大于mm。11 箱體主要設計尺寸表3-15 箱體主要尺寸名稱計算依據計算過程計算結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑0036+1216地腳螺釘數目=1712504軸承旁聯接螺栓直徑12箱蓋與箱座聯接螺栓直徑8聯接螺栓的間距100軸承端蓋螺釘直徑8定位銷直徑8、至外箱壁距離查2表5-1252016、至凸緣邊緣距離查2表5-12314軸承旁凸臺半徑=16凸臺高度60軸承座寬度50鑄造過渡尺寸11.82大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離101510箱蓋、箱昨筋厚、810軸承端蓋外徑120114160軸承旁聯接螺栓距離20133.5173.5結 論現代減速器的種類越來越多，而選擇適合自己的就顯得很重要了。本文介紹了選擇減速器的方法，同時對減速器的各個部分進行了分析以及計算，具體方法如下：（1）深入進行了減速器的分析及其選擇。（2）針對不同性能和功能要求，對減速器各個功能組件進行研究設計。（3）對主軸、錐齒輪和軸承等關鍵部位的零件進行設計計算并校核，保證其功能要求和性能要求，同時繪制造粒機總裝配圖和零件圖。參考文獻1 吳偉，任紅英.機械設計教程 M.北京：北京理工大學出版社，2007.8.2 吳宗澤.機械設計使用手冊(第三版)M.北京：化學工業(yè)出版社，2010.2.3 濮良貴，紀名剛.機械設計(第八版)M.北京：高等教育出版社，2006.5.4 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊(第3版)M.北京：高等教育出版社，2006.5.5 張良成.材料力學 M.北京:中國農業(yè)出版社.6 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