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联轴器-二级圆锥-斜齿圆柱-联轴器,F=2.5,v=1.2,D=380,16小时365天10年(高下低上)

第一章设计任务书 (3)

1.1设计题目 (3)

1.2设计步骤 (3)

第二章传动装置总体设计方案 (3)

2.1传动方案 (3)

2.2该方案的优缺点 (3)

第三章电动机的选择 (4)

3.1选择电动机类型 (4)

3.2确定传动装置的效率 (4)

3.3选择电动机的容量 (4)

3.4确定电动机参数 (4)

3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)

第四章计算传动装置运动学和动力学参数 (6)

4.1电动机输出参数 (6)

4.2高速轴Ⅰ的参数 (6)

4.3中间轴Ⅱ的参数 (6)

4.4低速轴Ⅲ的参数 (6)

4.5滚筒轴的参数 (7)

第五章减速器高速级齿轮传动设计计算 (8)

5.1选精度等级、材料及齿数 (8)

5.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (8)

5.3校核齿面接触疲劳强度 (10)

5.4计算锥齿轮传动其它几何参数 (11)

第六章减速器低速级齿轮传动设计计算 (12)

6.1选精度等级、材料及齿数 (12)

6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (12)

6.3确定传动尺寸 (14)

6.4校核齿面接触疲劳强度 (15)

6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (16)

6.6齿轮参数和几何尺寸总结 (16)

第七章轴的设计 (17)

7.1高速轴设计计算 (17)

7.2中间轴设计计算 (23)

7.3低速轴设计计算 (29)

第八章滚动轴承寿命校核 (35)

8.1高速轴上的轴承校核 (35)

8.2中间轴上的轴承校核 (36)

8.3低速轴上的轴承校核 (37)

第九章键联接设计计算 (38)

9.1高速轴与联轴器配合处的键连接 (38)

9.2高速轴与齿轮1配合处的键连接 (39)

9.3中速轴与齿轮3配合处的键连接 (39)

9.4低速轴与齿轮4配合处的键连接 (39)

9.5低速轴与联轴器配合处的键连接 (39)

第十章联轴器的选择 (40)

10.1高速轴上联轴器 (40)

10.2低速轴上联轴器 (40)

第十一章减速器的密封与润滑 (41)

11.1减速器的密封 (41)

11.2齿轮的润滑 (41)

11.3轴承的润滑 (41)

第十二章减速器附件设计 (41)

12.1轴承端盖 (41)

12.2油面指示器 (41)

12.3通气器 (42)

12.4放油孔及放油螺塞 (42)

12.5窥视孔和视孔盖 (43)

12.6定位销 (43)

12.7启盖螺钉 (43)

12.8螺栓及螺钉 (43)

第十三章减速器箱体主要结构尺寸 (43)

第十四章设计小结 (44)

第十五章参考文献 (44)

第一章设计任务书

1.1设计题目

二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=2.5N，速度v=1.2m/s，直径D=380mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：365天，配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.减速器内部传动设计计算

6.传动轴的设计

7.滚动轴承校核

8.键联接设计

9.联轴器设计

10.润滑密封设计

11.箱体结构设计

第二章传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器

2.2该方案的优缺点

二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。

第三章电动机的选择

3.1选择电动机类型

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

3.2确定传动装置的效率

查表得：

联轴器的效率：η1=0.99

一对滚动轴承的效率：η2=0.98

闭式圆锥齿轮的传动效率：η3=0.97

闭式圆柱齿轮的传动效率：η4=0.98

工作机效率：ηw=0.97

故传动装置的总效率

ηa=η12η24η3η4ηw=0.834

3.3选择电动机的容量

工作机所需功率为

P w=F×V

2.5×1.2

=0kW

3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:

P d=P w

=0kW

工作转速：

n w=60×1000×V

60×1000×1.2

=60.34rpm

经查表按推荐的合理传动比范围，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6--16因此理论传动比范围为：6--16。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6--16)×60.34=362--965r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：132S-8的三相异步电动机，额定功率Pen=2.2kW，满载转速为nm=710r/min，同步转速为nt=750r/min。

电机主要外形尺寸：

3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

i a=n m

n w

710

60.34

=11.767

（2）分配传动装置传动比

锥齿轮（高速级）传动比

i1=0.25×i=2.94则低速级的传动比为

i2=4

减速器总传动比

i b=i1×i2=11.76

第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数

功率：P0=P d=0kW

转速：n0=n m=710rpm

扭矩：T0=9.55×106×P0

=9.55×106×

=0N?mm

4.2高速轴Ⅰ的参数

功率：P1=P0×η1=0×0.99=2.33kW

转速：n1=n0=710rpm

扭矩：T1=9.55×106×P1

=9.55×106×

2.33

710

=31340.14N?mm

4.3中间轴Ⅱ的参数

功率：P2=P1×η2×η3=2.33×0.98×0.97=2.21kW

转速：n2=n1

710

2.94

=241.5rpm

扭矩：T2=9.55×106×P2

=9.55×106×

2.21

241.5

=87393.37N?mm

4.4低速轴Ⅲ的参数

功率：P3=P2×η2×η3=2.21×0.98×0.98=2.12kW

转速：n3=n2

241.5

=60.38rpm

扭矩：T3=9.55×106×P3

=9.55×106×

2.12

=335309.71N?mm

4.5滚筒轴的参数

功率：P w=P3×ηw×η1×η22=2.12×0.97×0.99×0.98×0.98 =1.96kW

转速：n w=n3=60.38rpm

扭矩：T w=9.55×106×P w

=9.55×106×

1.96

=310003.31N?mm

运动和动力参数计算结果整理于下表:

第五章减速器高速级齿轮传动设计计算

5.1选精度等级、材料及齿数

（1）由选择小齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC，大齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC

（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×2.94=71。

实际传动比i=2.958

（3）压力角α=20°。

5.2按齿根弯曲疲劳强度设计

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即

mt≥

K×T

φR×1?0.5×φR2×z12× u2+1

Y Fa×Y Sa

σF

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KFt=1.3

②计算YFa×YSa/[ζF]

计算由分锥角

δ1=arctan 1

=arctan

=18.6767°

δ2=90?18.6767°=71.3233°计算当量齿数

z v1=z1

=25.35

z v2=z2

=219.97

由图查得齿形系数

Y Fa1=2.57，Y Fa2=2.105

由图查得应力修正系数

Y Sa1=1.595，Y Sa2=1.882

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa 由图查取弯曲疲劳系数：

K FN1=0.741，K FN2=0.805

取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得

σF1=K FN1×σFlim1

0.741×620

=270MPa

σF2=K FN2×σFlim2

0.805×620

=294MPa Y Fa1×Y Sa1

=0.01518

Y Fa2×Y Sa2

=0.01347

两者取较大值，所以

Y Fa×Y Sa

=0.0152 2）试算齿轮模数

mt≥

K×T

φR×1?0.5×φR2×z12× u2+1

Y Fa×Y Sa

3=1.169mm

（2）调整齿轮模数1）圆周速度ν

d1=m×z1=1.169×24=28.056mm

d m1=d1×1?0.5×φR=28.056×1?0.5×0.3=23.85mm

v m=π×d m1×n

60×1000

π×23.85×710

60×1000

=0.89

2）齿宽b

b=φR×d1× u2+1

=0.3×28.056×

2.942+1

=30.8mm

3）齿高h及齿宽比b/h

?=2×?an?+c n?×m t=2.63mm

b ?=

26.138

2.63

=9.94

3）计算实际载荷系数KF

查图得动载系数KV=1.068

查表得齿间载荷分配系数：KFα=1

查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.405

查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.076

实际载荷系数为

K F=K A×K V×K Fα×K Fβ=1×1.068×1×1.076=1.149 4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数

m=m t×

K F

=1.169×

1.149

=1.169mm，取m=2.5mm。

4）计算分度圆直径

d1=m×z1=2.5×24=60mm

5.3校核齿面接触疲劳强度

齿面接触疲劳强度条件为

⑦计算接触疲劳许用应力[ζH]

由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

σHlim1=1100Mpa，σHlim2=1100Mpa

计算应力循环次数

N L1=60×n×j×L?=60×710×1×16×365×10=2.488×109

N L2=N L1

2.488×109

=8.462×108

由图查取接触疲劳系数：

K HN1=0.829，K HN2=0.89取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力

σH1=K HN1×σHlim1

0.829×1100

=912MPa

σH2=K HN2×σHlim2

0.89×1100

=979MPa

σH=

4×K H×T

φR×1?0.5×φR2×d13×u

×Z H×Z E=831.77MPa<σH=912MPa

故接触强度足够。

5.4计算锥齿轮传动其它几何参数

（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚

?a=m×?an?=2.5mm

?f=m×?an?+c n?=3.125mm

?= ?a+?f=m×2?an?+c n?=5.625mm

s=πm

=3.925mm

（2）计算齿顶圆直径

d a1=d1+2×?a=m×z1+2?an?=65mm

d a2=d2+2×?a=m×z2+2?an?=182.5mm （3）计算齿根圆直径

d f1=d1?2×?f=m×z1?2?an??2c n?=53.75mm

d f2=d2?2×?f=m×z2?2?an??2c n?=171.25mm

注：?an?=1.0，c n?=0.25

（4）计算齿顶角

θa1=θa2=atan(ha/R)=1°31'43"

（5）计算齿根角

θf1=θf2=atan(hf/R)=1°54'38"

（6）计算齿顶锥角

δa1=δ1+θa1=20°12'19"

δa2=δ2+θa2=72°51'7"

（7）计算齿根锥角

δf1=δ1-θf1=16°45'57"

δf2=δ2-θf2=69°24'45"

第六章减速器低速级齿轮传动设计计算

6.1选精度等级、材料及齿数

（1）由选择小齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC，大齿轮40Cr(调质及表面淬火)，硬度为55HRC

（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×4=97。

实际传动比i=4.042

（3）初选螺旋角β=13°。

（4）压力角α=20°。

6.2按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即

mnt≥

2×K Ft×T×Yε×Yβ×cos2β

φd×z12

Y Fa×Y Sa

σF

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KFt=1.3

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

βb=arctan tanβ×cosαt=arctan tan13°×cos20.483°=12.204°

εαv=

εα

cos2βb

1.67

cos212.204

°=1.748 Yε=0.25+

0.75

εαv

=0.679

③计算弯曲疲劳寿命系数Yβ

Yβ=1?εβ×

120

°=1?1.41×

120

°=0.847

④计算YFa×YSa/[ζF] 小齿轮当量齿数：

Z v1=z1

°=25.944

大齿轮当量齿数：

Z v2=

cos3β

cos313

°=104.858

Y Fa1=2.57，Y Fa2=2.156

Y Sa1=1.595，Y Sa2=1.814

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

σFlim1=620MPa、σFlim2=620MPa 由图查取弯曲疲劳系数：

K FN1=0.805，K FN2=0.906

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

σF1=K FN1×σFlim1

0.805×620

=356.5MPa

σF2=K FN2×σFlim2

0.906×620

1.4

=401.229MPa Y Fa1×Y Sa1

σF1

=0.01150

Y Fa2×Y Sa2

σF2

=0.00975

两者取较大值，所以

Y Fa×Y Sa

σF

=0.0115 2）试算齿轮模数

mnt≥

2×K Ft×T×Yε×Yβ×cos2β

φd×z12

Y Fa×Y Sa

σF

2×1.3×87393.37×0.679×0.847×cos213

0.8×242

×0.0115

=1.458mm

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度ν

d1=m nt×z1

cosβ

= 1.458×

cos13°

=35.912mm

v=π×d1×n

π×35.912×241.5

=0.454

②齿宽b

b=φd×d1=0.8×35.912=28.73mm ③齿高h及齿宽比b/h

?=2×?an?+c n?×m nt=3.28mm

b ?=

28.73

3.28

=8.759

2）计算实际载荷系数KF

查图得动载系数Kv=1.059

查表得齿间载荷分配系数：KFα=1.2

查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.36

查表得齿向载荷分布系数：KFβ=1.068

实际载荷系数为

K F=K A×K V×K Fα×K Fβ=1×1.059×1.2×1.068=1.357 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数

m n=m nt×

KFt

=1.458×

1.357

1.3

=1.479mm，取m n=2.5mm。

4）计算分度圆直径

d1=m n×z1

= 2.5×

=61.489mm

6.3确定传动尺寸（1）计算中心距

a=z1+z2×m n

=155.23mm，圆整为155mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=acos z1+z2×m n

2×a

=12.6353°

β=12°38'7"

（3）计算小、大齿轮的分度圆直径

d1=z1×m n

=61.489mm

d 2=

z 2×m n

=248.519mm

（4）计算齿宽

b =φd ×d 1=49.19mm

取B1=55mm B2=50mm

6.4校核齿面接触疲劳强度

齿面接触疲劳强度条件为

σH = 2×K H ×T d 1

3×u +1

× Z H ×Z E ×Z ε×Z β H 2≤ σ H 1） KH 、T 、φd 和d1同前 ④由图查取区域系数ZH=2.46

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε 端面重合度为：

εα= 1.88?3.2

1z 1+1z 2 cosβ= 1.88?3.2 124+1

cos 12.6353°=1.67 轴向重合度为：

εβ=0.318×φd ×z 1×tanβ=0.318×0.8×24×tan 12.6353°=1.37

查得重合度系数Z ε=0.73 查得螺旋角系数Z β=0.988 ⑦计算接触疲劳许用应力[ζH]

由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

σHlim 1=1100Mpa ，σHlim 2=1100Mpa

计算应力循环次数

N L 1=60×n ×j ×L ?=60×241.5×1×16×365×10=8.462×108

N L 2

=N L 1=8.462×108

=2.116×108 由图查取接触疲劳系数：

K HN 1=1.092，K HN 2=1.473

取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力

σH 1=

K HN 1×σHlim 1S =1.092×1100

=1201MPa

σH2=K HN2×σHlim2

1.473×1100

=1620MPa

σH=

2×K H×T

φd×d13

u+1

Z H×Z E×Zε×Zβ

σH

=475.884MPa<σH=1201MPa

故接触强度足够。

6.5计算齿轮传动其它几何尺寸

（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高

?a=m×?an?=2.5mm

?f=m×?an?+c n?=3.125mm

?= ?a+?f=m×2?an?+c n?=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

d a1=d1+2×?a=66.489mm

d a2=d2+2×?a=253.519mm

（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

d f1=d1?2×?f=55.239mm

d f2=d2?2×?f=242.269mm

注：?an?=1.0，c n?=0.25

6.6齿轮参数和几何尺寸总结

第七章轴的设计

7.1高速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=710r/min；功率P=2.33kW；轴所传递的转矩T=31340.14N?mm

（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

d≥A0×

=112×

2.33

710

=16.64mm

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

d min=1+0.05×16.64=17.47mm

查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30

（4）轴的结构设计

a.轴的结构分析

高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

b.初步确定轴的直径和长度

第1段：d1=30mm，L1=80mm

第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm

第3段：d3=40mm（与轴承内径配合），L3=18mm

第4段：d4=47mm（轴肩），L4=76mm

第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=18mm

第6段：d6=35mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=46mm

（6）弯曲-扭转组合强度校核

a.画高速轴的受力图

如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）

小锥齿轮所受的圆周力

F t1=2×

d m1

=1229N

小锥齿轮所受的径向力

F r1=F t1×tanα×cosδ1=424N

小锥齿轮所受的轴向力

F a1=F t1×tanα×sinδ1=143N

第一段轴中点到轴承中点距离La=93mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=94mm，齿轮受力中点到轴承中点距离Lc=41mm

轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关

c.计算作用在轴上的支座反力

轴承A在水平面内的支反力

R AH=F a1×d m1

?F r1×L c

143×51

?424×41

=?146.14N

轴承B在水平面内的支反力

R BH=F r1?R AH=424??146.14= 570.14N 轴承A在垂直面内的支反力

R AV=F t1×L c

=1229×

= 536.05N

轴承B在垂直面内的支反力

R BV=?F t1+R AV=?1229+536.05=?1765.05N 轴承A的总支承反力为：

R A= R AH2+R AV2=?146.14+536.05=555.61N 轴承B的总支承反力为：

R B= R BH2+R BV2=570.142+?1765.052=1854.85N d.绘制水平面弯矩图

截面A在水平面内弯矩

M AH=0N?mm

截面B在水平面内弯矩

M BH=?F r1×L c+F a1×d m1

=?424×41+143×

=?13737.5N?mm

截面C在水平面内弯矩

M CH=F a1×d m1

=143×

=3646.5N?mm

截面D在水平面内弯矩

M DH=0N?mm

e.绘制垂直面弯矩图

截面A在垂直面内弯矩

M AV=0N?mm

截面B在垂直面内弯矩

M BV=R AV×L b=536.05×94=50388.7N?mm

截面C在垂直面内弯矩

M CV=0N?mm

截面D在垂直面内弯矩

M DV=0N?mm

f.绘制合成弯矩图

截面A处合成弯矩

M A= M AH2+M AV2==0N?mm

截面B处合成弯矩

M B= M BH2+M BV2= ?13737.52+50388.72=52227.77N?mm 截面C处合成弯矩

M C= M CH2+M CV2=3646.52+02=3646.5N?mm

截面D处合成弯矩

M D= M DH2+M DV2=22=0N?mm

g.绘制扭矩图

T=30713.34N?mm

h.计算当量弯矩图

截面A处当量弯矩

M VA=M A2+αT2=02+0.6×30713.342=18428N?mm 截面B处当量弯矩

二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书DOC

目录一课程设计书 2 二设计要求2三设计步骤2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10.润滑密封设计 30 11.联轴器设计 30 四设计小结31 五参考资料32

一. 课程设计书设计课题: 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一: 二. 设计要求 1.减速器装配图一张(A1)。 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

1.传动装置总体设计方案: 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a η 5423321ηηηηηη=a ＝0.96×3 98.0×295.0×0.97×0.96＝0.759； 1η为V 带的效率,1η为第一对轴承的效率， 3η为第二对轴承的效率，4η为第三对轴承的效率， 5η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

CLZ 型齿式联轴器基本参数和主要尺寸 mm

CLZ 型齿式联轴器基本参数和主要尺寸mm

鼓形齿式联轴器属于刚挠性联轴器，齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。有角位移时沿齿宽的接触状态。具有径向、轴向和角向等轴线偏差补偿能力，具有结构紧凑、回转半径小、承载能力大、传动效率高、噪声低及维修周期长等优点，特别适用于低速重载工况，如冶金、矿山、起重运输等行业、也适用于石油、化工、通用机械等各类机械的轴系传动齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需在有良好和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动，如燃汽轮机的轴系传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿式联轴器，国内外均广泛采用鼓形齿式联轴器，直齿式联轴器属于被淘汰的产品，选用者应尽量不选用。鼓形齿式联轴器的特点(与直齿式联轴器相比有以下特点) ：

1、承载能力强。在相同的内齿套外径和联轴器最大外径下，鼓形齿式联轴器的承载能力平均比直齿式联轴器提高15～20％ 2、角位移补偿量大。当径向位移等于零时，直齿式联轴器的许用角位移为1o，而鼓形齿式联轴器的许用角位移为1o30'，提高50％。在相同的模数、齿数、齿宽下，鼓形齿比直齿允许的角位移大, 3、鼓形齿面使内、外齿的接触条件得到改善，避免了在角位移条件下直齿齿端棱边挤压，应力集中的弊端，同时改善了齿面摩擦、磨损状况，降低了噪声，维修周期长。 4、外齿套齿端呈喇叭形状，使内、外齿装拆十分方便。 5、传动效率高达99.7%。基于经上特点，目前，国内外已普遍以鼓形齿替代直齿式联轴器。

TGL 型鼓形齿式联轴器(尼龙套)

TGL 型鼓形齿式联轴器■结构特点：●具有较高的缓冲减振性能，并有较大幅度的轴向、角向、径向位移偏差的补偿能力。●由于工程塑料与金属件的配合，具有良好的自润滑性能，是十分理想的近似万向弹性联轴器。●外壳模具成型简化了加工工艺，成本低。使用环境温度-20oC 80oC。●装配维修特别简单。广泛用于各种液压泵、润滑泵、气动泵、压缩机，纺织机等机械上。●本联轴器外壳可制成钢件（B型或C型），以传递更大的扭矩。 A 型（基本型） B型（内挡圈型） C型（外挡圈型）注意：1、设计选型时，要作扭矩的计算，并考虑转矩变化，起动频繁，环境条件、合理的选择工况系数。2、灰尘较大的场地，用C型结构较好。3、装配时勿将杂物留在腔内。4、装配好后，内齿圈应能用手自由滑动。5、小规格可采用螺钉拧紧。■标记方法：选用B型TGL6鼓形齿式联轴器主动端：J1型轴孔，A型键槽 d=22, L=38 从动端：J1型轴孔，A型键槽 d=32, L=60标记：联轴器 TGL6BJ122×38JB/T5514-91J132×60 如选用TGL6A型联轴器“A”可不标注 TGL鼓形齿式联轴器基本性能参数和主要尺寸（JB/TB5514-91）型号主要尺寸轴孔直径轴孔长度公称扭矩许用转速转动惯量重量许用补偿量 DBSdLN．mrpmKg.m2kg径向轴向角向 A、B型C型A、B型C型mmA、B型C型A、B型C型 mm(oC) TGL140-38-46、 71610100000.00003-0.20-0.3±1±1 8、920 10、1122 12、1427 TGL248-38-48、9201690000.00006-0.278-0.3±1±1 10、1122 12、1427 16、18、 1930 TGL356584252410、 112231.585000.000120.000150.4820.5330.4±1±1 12、1427 16、18、1930 20、22、2438 TGL466704656412、

齿式联轴器安装规程

齿式联轴器安装规程齿轮联轴器的装配，在机械设备检修中属于比较常见的检修工艺。在齿式联轴器装配中关键要掌握轮毂在轴上的装配、联轴器所联接两轴的对中、零部件的检查及按图纸要求装配联轴器等环节。齿式联轴器是由齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种齿形，所谓鼓形齿即为将外齿制成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对于直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。齿式联轴器在工作时，两轴产生相对位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率损耗，因此齿式联轴器需在良好润滑和密封的状态下工作。齿式联轴器径向尺寸小，承载能力大，长用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动。 1：联轴器的安装齿式联轴器装配方法有静力压入法、动力压入法、温差装配法及液压装配法等。装配前一定要按照图纸仔细测量轴和齿套的实际数据看看是否符合要求，对于不符合要求的一定不能装配！（1）静力压入法这种方法是根据轮毂项轴上装配时所需压入力的大小不同、采用夹

钳、千斤顶、手动或机动的压力机进行，静力压入法一般用于锥形轴孔。由于静力压入法收到压力机械的限制，在过盈较大时，施加很大的力比较困难。同时，在压入过程中会切去轮毂与轴之间配合面上不平的微小的凸峰，使配合面受到损坏。因此，这种方法一般应用不多。压入装配法多用于轻型和中型静配合，而且需要压力机等机械设备，故一般仅在制造厂采用（2）动力压入法这种方法是指采用冲击工具或机械来完成轮毂向轴上的装配过程，一般用于轮毂与轴之间的配合使过渡配合或过盈不大的场合。装配现场通常用手锤敲打的方法，方法是在轮毂的端面上垫放木块、铅块或其他软材料作缓冲件，依靠手锤的冲击力，把轮毂敲入。这种方法对用铸铁、淬过火的钢、铸造合金等脆性材料制造的轮毂，有局部损伤的危险，不宜采用。这种方法同样会损伤配合表面，故经常用于低速和小型联轴器的装配。（3）温差装配法用加热的方法是轮毂受热膨胀或用冷却的方法使轴端受冷收缩，从而使轮毂轴孔的内径略大于轴端直径，亦即达到所谓的"容易装配值"，不需要施加很大的力，就能方便地把轮毂套装到轴上。这种方法比静力压入法、动力压入法有较多的优点，对于用脆性材料制造的轮毂，采用温差装配法是十分合适的。温差装配法大多采用加热的方法，冷却的方法用的比较少。加热的方法有多种，有的将轮毂放入高闪点的油中进行油浴加热或焊枪烘烤，

二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器--课程设计

二级展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器

目录一、第一章节 (1) （一）、课程设计的设计内容 (1) （二）、电动机选择 (2) （三）、确定总传动比及分配各级传动比 (3) 二、第二章节 (5) （一）、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 (5) （二）、轮齿校核强度计算 (5) 1、高速级 (5) 2、低速级 (9) 三、第三章节（一）减速器轴及轴承装置、键的设计……………………………… 1、１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计……………………… 2、２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计……………………… 3、３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计……………………… （二）润滑与密封……………………………………………………… (三)箱体结构尺寸…………………………………………………… 设计总结………………………………………………………… 参考文献…………………………………………………………

一、第一章节（一）、课程设计的设计内容 1、设计数据及要求（1）、F=4800N d=500mm v=1.25m/s 机器年产量：小批；机器工作环境：有粉尘；机器载荷特性：较平稳；机器的最短工作年限：8年；其传动转动装置图如下图1-1所示。（2）课程设计的工作条件设计要求： ①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%； ②工作情况：连续单向运转，载荷平稳；图1.1双级斜齿圆柱齿轮减速器

③制造情况：小批量生产。（二）、电动机的选择 1 选择电动机的类型按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V 。 2、工作机所需的有效功率由文献7中3.1试得 n 9550T P ?= 式中：P —工作机所需的有效功率（KW ） T —运输带所需扭矩（N ·m ） n —运输带的转动速度 3、电动机的功率选择根据文献【2】中查得联轴器（弹性）99.01=η，轴承 99.02=η，齿轮 97.03=η 滚筒 96.04=η 传动装置的总共率：833.096.097.099.099.024242 34221=???=???=∑ηηηηη 电动机所需的工作功率：Kw P P d 508.6833 .0100025 .14800=??= = ∑η 电动机工作功率：Kw P P d 61000 25 .148001000=?== 卷筒轴工作的转速：min /77.47500 14.31000 6025.1d r v n =???== π 确定电动机的转速min /22.38500 14.31000 60100060r d v n w =??=?= π 电动机转速的可选范围： m in /8.152876.305)408(22.38r i n n w d ～～=?='?= 取1000。 4、选择电动机选电动机型号为Y132M —4，同步转速1500r/min ，满载转速970r/min ，额定功率7.5Kw （三）、确定总传动比及分配各级传动比 1、传动装置的总传动比

联轴器新旧标准表

１.联轴器命名原则 a 联轴器名称应具有科学性、准确性； b 联轴器名称应简短易记； c 按联轴器的结构特点命名，但要与现有其它类似联轴器有所区别； d 按联轴器中具有特征的主要零件（形状、特点等）命名； e 按联轴器中主要零件特殊材料命名； f 按传统习惯命名； g 按上述综合因素命名； h联轴器品种名称不得重复是联轴器命名最基本的原则。２.联轴器型号联轴器的型号由组别代号、品种代号、型式代号、规格代号组成。联轴器的组别代号、品种代号、型式代号，取其名称的第一汉语拼音字母代号，如有重复时，则取第二个字母，或名称中第二、三个字母的第一、第二汉语拼音字母，或选其名称中具有特点字的第一、第二汉语拼音字母，以在同一组别、品种、型式中相互之间不得重复为原则。联轴器的主参数为公称转矩Ｔn，单位为Ｎ·m。公称转矩系列顺序号，为联轴器规格代号。

联轴器新旧标准对照表序号现行标准号产品型号旧标准号 1 JB/T8854.1-2001 GCLD JB/T8854.1-1999 ZBJ19012-89 JB/ZQ4380-86 2 JB/T8854.2-2001 GⅠCL JB/T8854.2-1999 ZBJ19013-89 JB/ZQ4378-86 GⅡCLZ JB/T8854.3-1999

ZBJ19014-89 JB/ZQ4379-86 3 JB/T8854.3-2001 GⅠCL JB/T8854.2-1999 ZBJ19013-89 JB/ZQ4222-86 GⅠCLZ JB/T8854.3-1999 ZBJ19014-89 JB/ZQ4223-86 4 JB/ZQ4644-1997 NGCL JB/ZQ4644-86 5 JB/ZQ4645-1997 NGCLZ JB/ZQ4645-86 6 JB/ZQ4186-199 7 WG / 7 JB/T7001-1993 WGP / 8 JB/T7002-1993 WGC / 9 JB/T7003-1993 WGZ / 10 JB/T7004-1993 WGT / 11 JB/ZQ4218-86 CL Q/ZB104-73 12 JB/ZQ4219-86 CLZ Q/ZB105-73 13 GB/T5272-2002 LM LMD LMS LMZ-Ⅰ LMZ-Ⅱ GB5272-85 ML M 14 GB/T4323-2002 LT LTZ GB4323-84 15 GB/T5014-2003 LX LXZ GB5014-85 16 GB/T515-2003 LZ LZJ LZD LZZ GB5015-85 ZL 17 GB/T6069-2002 GL GB6069-86 18 GB/T5843-2003 GY GYS GYH GB5843-86 19 GB/T5844-2002 UL GB5844-86 20 JB/ZQ4376-1997 YL JB/ZQ4376-86 21 JB/ZQ4384-1997 WHL JB/ZQ4384-86 22 JB/ZQ4018-1997 LLA LLB JB/ZQ4018-86 23 JB/T5514-1991 TGL / 24 JB/ZQ4389-1997 制动轮JB/ZQ4389-86

鼓形齿联轴器分析

冷轧机板形辊鼓形齿联轴器分析 1.引言因轧机厚度波动限制轧机产能且经常引发断带问题，经驻北京西马克技术有限公司的技术人员现场诊断处理，确定故障原因为：板形辊与驱动电机之间的鼓形齿联轴器的齿间隙过大引起。在更换齿间隙较小的鼓形齿联轴器后，通过电气作业区、轧钢作业区反馈的情况看轧机厚度波动状况明显减小。由此，鼓形齿联轴器侧间隙达到多大值时会影响板形辊的转速测定、联轴器侧间隙如何影响板形辊转速，成为需要进一步分析探讨的问题。 2.鼓形齿联轴器的结构及特点鼓形齿联轴器形状尺寸小、承载能力大、在高速下工作可靠。鼓形齿联轴器广泛应用于冶金、化工、印刷、水泵、风机、运输等机械领域。其显著特点是：一是补偿机能好，因为外齿轴套为鼓形齿，联轴器工作时可避免内外齿棱角接触，两轴轴线角位移在2～3°时也能可靠的工作。二是能承受重载及冲击载荷，在相同角位移情况下能承受更大载荷。三是效率高，可达0.99。四是密封性好，使用可靠，装卸、维护利便。鼓形齿联轴器由内齿套、外齿轴套、护盖、油封、润滑油孔等组成。见下图：

3.鼓形齿联轴器侧间隙实测经过详细了解西马克现场服务人员故障排查处理的过程，得知测量辊的鼓形齿联轴器的主要用途是用于传递速度，并非像一般机械设备上的联轴器用于传递扭矩，此处使用的鼓形齿联轴器传递的扭矩在高速稳态时只有0.04kNm，其设计制造精度要求高于普通传递扭矩的联轴器。冷轧机投用以来，由于机械维护人员不了解其它专业相关精度控制的要求，此前机械人员均按传递扭矩联轴器的使用要求和标准进行维护保养。鼓形齿联轴器的内外齿啮合后必须留有一定的侧间隙，以保证齿轮副的正常工作，避免因安装误差和工作温度升高引起热膨胀变形卡死。同时需要控制其最大侧间隙，以避免变速转动时齿间产生撞击，增大噪音，加剧齿面磨损，影响其寿命。由于西马克在图纸中没有给出鼓形齿联轴器的齿侧间隙允许误差，也没有给出极限使用侧间隙的值。国内文献检索不到

机械毕业设计749鼓形齿联轴器的设计

目录前言……………………………………………………………………………绪论……………………………………………………………………………第一章概述………………………………………………………………… 1.1联轴器的功用………………………………………………………………………… 1.2联轴器的特点…………………………………………………………………………第二章选择联轴器的类型………………………………………………… 2.1联轴器的分类………………………………………………………………………… 2.2 选择联轴器应考虑的因素…………………………………………………………2.3鼓形齿联轴器的特点………………………………………………………………… 2.4 ZWG型鼓形齿联轴器…………………………………………………………………第三章 ZWG型鼓形齿联轴器的尺寸给定………………………………………… 3.1型式、基本参数和主要尺寸………………………………………………………… 3.2 其型式、基本参数和主要尺寸应符合规定………………………………………………第四章鼓形齿联轴器的强度…………………………………………………第五章 CAD/CAM建模及数控编程…………………………………………… 5.1走刀轨迹及程序………………………………………………………………………第六章结论与展望…………………………………………………………… 参考文献………………………………………………………………………致谢…………………………………………………………………………… 33 37 35 30 26 26 14 14 11 4 6 3 3 3 4 16 2 20 18 18 18 32 3 34

一级斜齿圆柱齿轮减速器

课程设计说明书题目：二级学院年级专业学号学生姓名指导教师教师职称

目录第一部分绪论 (1) 第二部分课题题目及主要技术参数说明 (1) 2.1 课题题目 (1) 2.2 主要技术参数说明 (1) 2.3 传动系统工作条件 (1) 2.4 传动系统方案的选择 (2) 第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 (2) 3.1 减速器结构 (2) 3.2 电动机选择 (2) 3.3 传动比分配 (3) 3.4 动力运动参数计算 (3) 第四部分齿轮的设计计算 (4) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 (4) 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 (4) 4.3 齿轮的结构设计 (8) 第五部分轴的设计计算 (10) 5.1 轴的材料和热处理的选择 (10) 5.2 轴几何尺寸的设计计算 (10) 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 (11) 5.2.2 轴的结构设计 (11) 5.2.3 轴的强度校核 (14) 第六部分轴承、键和联轴器的选择 (16) 6.1 轴承的选择及校核 (16) 6.2 键的选择计算及校核 (17) 6.3 联轴器的选择 (18) 第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 (18) 7.1 润滑的选择确定 (18) 7.2 密封的选择确定 (18) 7.3减速器附件的选择确定 (19) 7.4箱体主要结构尺寸计算 (19) 第八部分总结 (20) 参考文献 (21)

计算及说明计算结果第一部分绪论随着现代计算技术的发展和应用,在机械设计领域,已经可以用现代化的设计方法和手段,从众多的设计方案中寻找出最佳的设计方案,从而大大提高设计效率和质量。在进行机械设计时,都希望得到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺性能等方面的要求,又使机械重量最轻、成本最低和传动性能最好。然而,由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观判断,靠人工进行有限次计算做出的,往往很难得到最优结果。应用最优化设计方法,使优化设计成为可能。斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。我国目前生产的减速器还存在着体积大,重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题,对减速器进行优化设计,选择最佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的一种重要途径。培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方第二部分课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器） 2.2 主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=2.3KN，输送带的工作速度 V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=300mm。 2.3 传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作8小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作280天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。 2.4 传动系统方案的选择F=2.3KN V=1.5m/s D=300mm

二级圆柱斜齿齿轮减速器(带cad图)课程设计

目录一、课程设计任务书 -------------------------------------- 1 二、传动方案的初步拟定----------------------------------- 2 三、电机的选择 ------------------------------------------ 3 四、确定传动装置的有关的参数----------------------------- 5 五、齿轮传动的设计 -------------------------------------- 8 六、轴的设计计算 --------------------------------------- 18 八、滚动轴承的选择及校核计算---------------------------- 25 九、连接件的选择 --------------------------------------- 27 十、减速箱的附件选择 ----------------------------------- 30十一、润滑及密封 --------------------------------------- 31十二、课程设计小结 ------------------------------------- 32十三、参考资料目录 ------------------------------------- 33

一、课程设计任务书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器设计工作条件：单向运转，轻微震动，连续工作，两班制，使用8年。原始数据：滚筒圆周力F=3500N ；卷筒转速n=60(rpm)；滚筒直径D=300mm 。减速器联轴器联轴器电动机卷筒

常用联轴器分类及性能介绍

常用联轴器分类及性能介绍一、凸缘联轴器凸缘联轴器（亦称法兰联轴器）是利用螺栓联接两凸缘盘式半联轴器，两个半联轴器分别用键与两轴联接，以实现两轴连接，传递转矩和运动。凸缘联轴器结构简单，制造方便，成本较低，工作可靠，装拆、维护均较方便，传递转矩较大，能保证两轴具有较高的对中精度，一般常用于载荷平稳，高速或传动精度要求较高的轴系传动。凸缘联轴器不具有径向、轴向和角向补偿的性能，使用时如果不能保证被联接两轴对中精度，将会降低联轴器的使用寿命，传动精度和传动效率，并引起振动和躁声。凸缘联轴器分为：YL型——基本型、YLD型——对中型。二、滑块联轴器滑块联轴器与十字滑块联轴器结构相似，不同之处在于中间十字滑块为方形，利用中间滑块在其两侧半联轴器端面的相应径向槽内滑动，以实现两半联轴器联接。滑块联轴器躁声大，效率低，磨损快，一般尽量不选用，只有转速很低的场合使用。其型号为：WH型。三、链条联轴器链条联轴器利用公用的链条，同时与两个齿数相同的并列链轮啮合，不同结构形式的链条联轴器主要区别是采用不同的链条，常见的有双排滚子链联轴器，单排滚子链联轴器，齿形链联轴器，尼龙链联轴器等。双排滚子链联轴器的性能优于其他结构形式的联轴器，他具有结构简单，装拆方便，拆卸时不用移动被联接的两轴，尺寸紧凑，质量轻，有一定补偿能力，对安装精度要求不高，工作可靠，寿命较长，成本较低等优点。主要型号有：GL型（不带罩壳）、GLF型（带罩壳）。四、齿式联轴器齿式联轴器是有齿数相同的内齿圈和带外齿的凸缘半联轴器等零件组成。外齿分为直齿和鼓形齿两种，所谓鼓形齿即为将外齿制作成球面，球面中心在齿轮轴线上，齿侧间隙较一般齿轮大，鼓形齿联轴器可允许较大的角位移（相对直齿联轴器），可改善齿的接触条件，提高传递转矩的能力，延长使用寿命。齿式联轴器在工作时，两轴产生相对角位移，内外齿的齿面周期性作轴向相对滑动，必然形成齿面磨损和功率消耗，因此，齿式联轴器需要良好的润滑和密封的状态。齿式联轴器的径向尺寸小，承载能力大，常用于低速重载工况条件的轴系传动，高精度并经动平衡的齿式联轴器可用于高速传动。由于鼓形齿式联轴器角向补偿大于直齿联轴器，被广泛选用。鼓形齿式联轴器形式有： GICL型——宽型基本型，内齿圈较宽，能补偿较大的轴线偏移，适用于连接水平两同轴线轴系传动。 GIICL型——窄型基本型，齿间距小，允许相对径向位移小，结构紧凑，传动惯量小。GICLZ型——宽型接中间轴型 GIICLZ型——窄型接中间轴型 GCLD型——接电机轴型，适用于与电机配套的场合。 WGP型——带制动盘型，适用于与盘式制动器配套的场合。 WGC型——垂直安装型，适用于垂直两轴线轴系传动。 WGZ型——带制动轮型，适用于与闸瓦式制动器配套的场合。 WGT型——接中间套型，适用于长距离联接的场合。 TGL型——尼龙内齿圈型，适用于2500N。M以下中小扭矩，联接两同轴线的传动。WGJ型——接中间轴型， NGCL型——带制动轮型 NGCLZ型——带制动轮型

鼓形齿联轴器鼓度曲线选型的优化对比研究

龙源期刊网 https://www.doczj.com/doc/a011520411.html, 鼓形齿联轴器鼓度曲线选型的优化对比研究作者：吕美丽来源：《中国化工贸易·下旬刊》2017年第11期摘要：鼓形齿联轴器作为现阶段机械工业基础件之一，近年来随着科技的进步以及生产实践的发展越来越受到机械行业的重视，这种工业基础件由于其结构以及性能特点可以较好地补偿连接两轴间的轴向、径向以及角度位移，所以在地铁、动车等领域应用非常普遍，文章以此为出发点，重点对鼓形齿联轴器鼓度曲线选型优化进行了介绍。关键词：鼓形齿联轴器；鼓度曲线；选型优化 1 鼓形齿联轴器鼓度曲线介绍对于鼓度曲线的介绍以某高速动车为例，该高速动车组动力车使用的即为鼓形齿联轴器，该鼓形齿联轴器模数为3m/nm，压力角为20α/（°），齿数为60z，外齿切向变位系数为0，齿宽为20B/nm，内齿切向变位系数为0.03xt2，从圆形鼓度半径大小的改变可以看出啮合传动所产生的影响；椭圆形的鼓度曲线通过长轴、短轴以及短轴定点位置曲率的半径，可以判断这种鼓度曲线下啮合传动产生的影响；两条双曲线实际上由实轴以及虚轴的2a、2b决定，p是任意一个定点位置曲率半径，通过改变a、b、p三个数据可以看出这种鼓度曲线对于啮合传动产生的影响；三个圆弧鼓度曲线主要由rc和侧段弧rcf的半径决定，rc和侧段弧rcf以及中段弧占据的轴宽半c数值的改变可以看出啮合传动产生的影响。图1显示的双曲线和三段圆弧曲线参数图： 2 啮合分析 2.1 圆形鼓度曲线不同圆弧所对应的最大允许轴间倾角会随着鼓度圆弧的不断增加而缩小，同时当圆弧半径为90nm的时候内外齿接触点轴向位移距离最大，并且允许的最大轴间倾角变化也最大，增加20nm，相对应的最大轴间偏角相应的缩小约0.2°，圆弧半径超过90nm的时候允许的最大轴间倾角变化趋于稳定，基本上不会发生太大的变化，同时内外齿接触点的轴向位移距离会随着圆弧半径的逐渐增加而增加，当90nm的时候，基本上接触到了外齿面边缘位置，小于90nm的时候内外齿最大轴间倾角条件下发生的接触都是非边缘接触。 2.2 椭圆鼓度曲线椭圆鼓度曲线的接触点轴向位置数值会随着曲率半径的增加而增加，同时随着长半轴数值的变大而变大，当曲率半径为130nm、长半轴的数值为18nm的时候，同样如圆形鼓度曲线一样会产生棱边接触，偏转角度范围相对较大的情况下，会保持较好的啮合性能。

一级斜齿圆柱齿轮减速器(机械课程设计相关)

计算及说明结果一、传动方案拟定题目：设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器（1）工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微振动，经常满载、空载启动、二班制工作，运输带允许速度误差为5%，使用寿命十年，每年工作300天。（2）原始数据：输送带拉力F=3.2kN；带速V=1.15m/s；滚筒直径D=400mm。整体传动示意图二、电动机的选择 1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器），卧式封闭结构。 2、选择电动机的容量工作机的有效功率P w为P w=FV=3.2X1.15=3.68kW 从电动机到工作机传送带间的总效率为η。 η= 由《机械设计课程设计指导书》可知：：V带传动效率0.96 ：滚动轴承效率0.98(球轴承) P w=3.68k W

：齿轮传动效率0.97 (8 级精度一般齿轮传动) ：联轴器传动效率0.99(齿轮联轴器) ：卷筒传动效率0.96 由电动机到工作机的总效率η==0.83 因此可知电动机的工作功率为： ==kW=4.43kW 式中：——工作机实际所需电动机的输出功率，kW； P w——工作机所需输入功率。kW； η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。 3、确定电动机转速工作机卷筒轴的转速=r/min=54.94r/min 按推荐的传动比合理围，V带传动在(2～4)之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所以总传动比的合理围=6～24，故电动机的转速可选围为==330～1319 r/min，符合这一围的同步转速有750 r/min 和1000 r/min。根据容量和转速，有机械设计手册查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的对比情况见下表：表1传动比方案方案电动机型号额定功率（kW）同步转速 r/min 满载转速 r/min 重量 (kg) 总传动比 V带传动减速器 1 2 Y132 M2-6 Y160 M2-8 5.5 5.5 1000 750 960 720 84 119 17.4 7 13.1 1 3.2 2.5 5.4 6 5.2 4 η=0.83 =54.94 r/min

二级斜齿圆柱齿轮减速器 (1)

路漫漫其修远兮，吾将上下而求索- 百度文库 1

4 规格及标准代号零件名称序号 B14B13B19B17B16B15B18B21B20B22数量材料 1.装配前箱体与其他铸件不加工面应清理干净，除去毛边毛刺，并浸涂防锈漆； 2.零件在装配前用煤油清洗，轴承用汽油清洗干净，凉干后表面应涂油； 3.齿轮装配后应用涂色法检查接触斑点，圆柱齿轮沿齿高不小于40%，沿齿长不小于50%； 4.调整，固定齿轮时应留有轴向间隙0.2-0.5mm ； 5.减速器内装N220工业齿轮油，油量达到规定的深度； 6.箱体内壁涂耐用油漆，减速器外表涂灰色油漆； 7.减速器剖分面，各接触面及密封处均不许漏油，箱体剖分面应涂以密封胶或水玻璃，不允许使用其他任何填充物；8.按实验规程进行实验。 0.90效率输入轴转速r/min 输入功率kW 4 960技术要求 13°55’50” 第二级 13°55’50”第一级技术特性总传动比 i 25 2.5m n 传动特性 2.5m n 1套筒7规格及标准代号双级圆柱齿轮减速器调整垫片小齿轮零件名称备注绘图审阅设计轴承盖2序号 1箱座436 5轴轴重量数量机械设计课程设计 7/6 7/6HT200HT200材料1数量比例11 1 452 1 40cr 1：2 图号备注键12*8 GB1096-79圆锥滚子轴承 2 B2油标尺通气器窥视盖密封垫片吊耳轴承盖大齿轮调整垫片小齿轮16981110轴承盖13121514轴承盖18172019232221B1箱盖键Q235 2HT200HT200QF845111 145 1 111 45HT200Q235 HT2002111 11145 B11B4B3B6B5B9B8B7B10B12轴大齿轮套筒调整垫片40cr QF845 40cr QF845 软钢纸板HT200组合件密封圈键圆锥滚子轴承密封圈圆锥滚子轴承键油塞起盖螺钉螺帽弹簧垫圈螺栓螺钉螺钉螺钉螺钉螺帽弹簧垫圈螺栓固定销螺钉30307 GB297—84 30307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—8430307 GB297—841 112 121212121212121212121212121212121212121111111111111111111

深入鼓形齿式卷筒联轴器故障分析与维护措施

深入鼓形齿式卷筒联轴器故障分析与维护措施发表时间：2020-04-02T07:14:26.510Z 来源：《建筑学研究前沿》2019年24期作者：马亚涛[导读] 在角向得补充和抗冲击等几个方面具有非常好的综合性能，当前被广泛的使用在大型起重机上。山东正泰工业设备安装有限公司 252000 摘要：分析起重机鼓形齿式卷筒联轴器其相关的结构原理以及具体的特点，将某桥式抓斗卸船机现场的实际使用作为例子，对于卷筒联轴器使用过程中经常会出现的问题进行分析，通知针对联轴器故障的处置措施，给出了设备安装和使用以及维护的相关建议。关键词：鼓形齿；卷筒联轴器；维护 1 引言起重机卷筒联轴器是起升机构中不能够缺少的一个主要的传动部件，其自身的稳定性以及可靠性在设备安全使用中起到举足轻重的作用。卷筒联轴器按照结构的形式，通常能够被分成直接啮合式和球铰式以及球面滚子与鼓形齿等形式。球面滚子还有鼓形齿两种方式的结构非常的紧凑，传递之间的扭矩也非常大，当前也被广泛的进行使用。球面滚子得联轴器其本身的补偿量非常大，可是滚珠和滚道磨损还有对于传动系统起到的冲击是需要关注的问题同时之后对其进行维护的量也是相对较大的。对比来说，鼓形齿式联轴器结构其自身较为紧凑和运行上十分稳定，在角向得补充和抗冲击等几个方面具有非常好的综合性能，当前被广泛的使用在大型起重机上。 2 鼓形齿式卷筒联轴器结构原理与特点外齿轴套其使用内圈以及减速器输出轴过盈配并且还配备了键连接，法兰内齿圈的法兰盘圆周方向均匀的完成螺栓孔的分布，和分布在卷筒端面板上的螺孔能够一一的相对，同时使用螺栓能够完成和卷筒之间的可靠性和固定性，并且还能够把减速器输出扭矩以及转速传递至卷筒。承载环主要是在外齿轴套上进行安装，其自身承担的是源自于卷筒的径向载荷；内外端盖和密封圈其自身起到的是一种轴向固定和密封作用；指针其不但能够被使用在进行定位的安装，同时也是实际运行中对于齿面磨损进行检查的一个不可忽视的工具。 3 鼓形齿式卷筒联轴器故障分析 3.1 外盖螺栓断裂问题将某一轧机卷筒联轴设备作为案例，其在使用时间超过了三个月之后，外端盖的螺栓则开始产生断裂的情况，通过对于螺栓断口其外部形貌给予相关分析可以得出其断裂问题非常的明星突出，按照联轴器实际的安装工作以及设备结构自身的原理进行分析，能够看出外端盖在实际进行运行的时候其本身并不会受到联轴器的运输荷载产生的影响，通过相关的分析定位指针去确定最终安装的位置，这样的一种方式能够判定是安装不适宜而产生的一种问题。基于这样的一种情况可以把外端盖打开对其给予详细的分析并且给予最终的确认，可以找出外端盖以及承载环其相对端面里出现的比显著的接触挤压等相关问题。通过对于以上情况进行分析系，可以判断出外端盖与联轴器之间是因为存在的间隙相对较小而导致的问题出现，这样的一种情况也让法兰外齿圈有关外端盖承受了承载环所带来的轴向冲击的压力，外端盖所进行安装的螺栓因为得到附加负载冲击下而产生一种拉伸和断裂的问题。对于出现的这些问题，要求采取对于垫片给予调整的方式，去使得承载环和外端盖彼此之间的轴向间隙能够得到调整，从而减少外端盖螺栓其产生的附加荷载。 3.2 连接卷筒螺栓断裂问題首先是卷筒联轴器其内外齿圈之间产生的冲击。螺栓组可以精卷筒以及法兰内部齿圈对其起到有效的固定和连接作用，可是同时其自身也会因内外齿两部分对其起到的回转冲击，按照其相关的结构特点我们不难看出，其主要是因为被出现的剪切力所影响。因此在螺栓其自身承担的回转冲击荷载剪切力在超出螺栓自身承载制约的时候，就会使得螺栓产生断裂和松动额情况，基于这样的一种条件下，驱动部件便则会出现一种并不是十分稳定和正常的运行情况，最后会产生不断过载的问题，如果联轴器其本身使用的时间不断的提升，那么就要求肩擦齿面磨损有是不是超过了自身的应用限制。除此之外则是联轴器所处在的位置产生偏差的问题，维护替换以及安装过程中经常会因为卷筒和加速器以及联轴器的替换并未满足其提出的标准要求，从而产生径向偏差以及轴向偏差两种问题，这样的一种问题也使其出现了允许的偏差，附加负荷也让螺栓是产生了剪切的断裂，可以说这也是其中比较常会出现的一种螺栓断裂的原因。 3.3 轴向载荷问题卷筒联轴器在实际进行使用和进行安装的时候，其自身的偏角最大不可以超过0.5至1度，并且鼓形齿式其卷筒联轴器在实际进行安装和使用过程中仍然不能够承担轴向的荷载，卷筒联轴器在实际进行运行过程中所出现的轴向力其需要落在卷筒的轴承座上，并使用这样的一种承担轴向压力，否则则会使得卷筒联轴器整体的运行效果受到影响。因此在对于鼓形齿卷筒联轴器进行安装的时候，要求对其给予一个精准的定位，不然在具体进行运行的时候卷筒就会产生弹性水平的位移，这样的一种情况也会使得卷筒联轴器其周向限位产生很大的威胁，最终会使得联接出现失效的问题，严重的还会出现非常严重的一种事故问题。

单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置专业0 班设计者：指导老师： 2009 年12 月27 日专业课设计课程设计说明书

一、传动方案拟定…………………………………………… 二、电动机的选择…………………………………………… 三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………… 四、运动参数及动力参数计算……………………………… 五、传动零件的设计计算…………………………………… 六、轴的设计计算…………………………………………… 七、滚动轴承的选择及校核计算…………………………… 八、键联接的选择及计算…………………………………… 九、润滑方式的确定……………………………………… 十、参考资料………………………………………………

计算过程及计算说明一、传动方案拟定 1．设计题目名称单级斜齿圆柱齿轮减速器。 2．运动简图 3．工作条件运输机双班制工作，单向运转，有轻微振动，小批量生产，使用年限6年。4，原始数据 1．输送带牵引力 F=1100 N 2．输送带线速度 V=1.5 m/s 3．鼓轮直径 D=250 mm 二、电动机选择 1、选择电动机的类型：按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。 P： 2、计算电机的容量d

η a ——电机至工作机之间的传动装置的总效率： 85 .096.099.097.099.095.03 5 433 21 =????= ???? = η ηηηηη a 式中： 1η－带传动效率：0.95；2η－滚子轴承传动效率：0.99 3η－圆柱齿轮的传动效率：0.97；4η－弹性联轴器的传动效率：0.99 5η—卷筒的传动效率：0.96 已知运输带的速度v=0.95m/s ： kw a w d P P η = kw Fv w w P η1000= 所以： kw Fv w a d P 03.296 .085.010005.111001000=???== ηη 从表22-1中可选额定功率为3kw 的电动机。 3、确定电机转速：卷筒的转速为：min /65.114250 14.35 .1100060100060r D v n =???=?= π 按表14-8推荐的传动比合理范围，取V 带传动比4~21=i 单级圆柱齿轮减速器传动比6~42=i ，则从电动机到卷轴筒的总传动比合理范围为：24~8=i 。故电动机转速可选的范围为： min /2752~91765.114)24~8(r n i n d =?=?= 符合这一范围的转速有：1000r/min 、1500r/min ，

二级斜齿圆柱齿轮减速器

百度文库- 让每个人平等地提升自我 1