二級圓柱斜齒輪減速器課程設(shè)計

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計計算說明書設(shè)計題目: 二 級 齒 輪 減 速 器 班 級: 設(shè) 計 者: 指導(dǎo)教師: 完成日期: 2013年12月 5日【機械設(shè)計】課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置設(shè)計者材料20 級 班姓名： 鄧麗娟 題目數(shù)據(jù)工作機輸入功率(kW)2.5工作機輸入轉(zhuǎn)速(rpm)98 1 電動機 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 帶式輸送機(工作機)工作條件1、連續(xù)單向運轉(zhuǎn)；2、載荷較平穩(wěn)；3、兩班制；4、結(jié)構(gòu)緊湊；5、工作壽命5年。設(shè)計內(nèi)容1、 減速器裝配圖1張(0號圖)；2、零件圖23張；3、設(shè)計計算說明書1份。設(shè)計期限自201 年 月 日至201年 月 日答辯日期指導(dǎo)教師設(shè)計成績1電

2、動機的選擇 1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 因為本傳動的工作狀況是：載荷較平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)系列的電動機。其中凸緣聯(lián)軸器=0.98；滾動軸承=0.98；圓柱齒輪傳動=0.97；卷筒傳動=0.96。 1.11電動機容量的選擇工作機所需功率Pw 其中：，得傳動裝置的總效率電動機的輸出功率因載荷平穩(wěn) ，電動機額定功率只需略大于即可，選取電動機額定功率為。 1.12電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：展開式減速器的傳動比為：所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min、3000r/min。綜合考慮為使傳動裝置機構(gòu)緊湊，選用同步轉(zhuǎn)速3000r/min的電機。型號

3、為Y132S2-2，滿載轉(zhuǎn)速，功率7.5。2計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2.2傳動裝置的總傳動比及其分配 2.11計算總傳動比由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為：=21.9 2.12合理分配各級傳動比= 、分別為高速級齒輪傳動比和低速齒輪傳動比，其中=1.4故 =5.54 =3.96 2.13各軸轉(zhuǎn)速=132.19 2.14各軸的輸入功率=5.63kw×0.98=5.52kw=5.52×0.98×0.97kw=5.25kw=5.25×0.98×0.97kw=4.99kw=4.79kw2.15各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 用公

4、式計算=18.5=18.2=95.8=360.6=346.3運動和動力參數(shù)表項目電動機軸輸入軸中間軸輸出軸卷筒轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速(r/min)29002900732.32132.19132.19功率(kw)5.635.525.254.994.79轉(zhuǎn)矩(N*m)18.518.295.8360.6346.3傳動比115.543.961效率10.980.980.970.963傳動件設(shè)計計算 3.1高速級齒輪計算 3.11選精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用8級精度；試選

5、小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z292按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選1.6，2.433，1，=0.75+0.818=1.568，=189.8，KHN10.90；KHN20.95=600MPa，S1=1,550MPa，=540MPa,=522.5MPa,=531.25MPa者33.18mm，圓周速度v=2.48，b=33.18mm，=1.61mm，=3.6225mm，=9.159，=1.58計算載荷系數(shù)K。 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，=1.14，=1.4，=1.3，故載荷系數(shù) =2.23按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =37.06mm計算模數(shù) =1.8mm按齒根彎曲強度設(shè)

6、計 mn確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)=2.07查表得=1.58，0.75=z1/cos=20.58 =z2/cos=94.65YFa1=2.568，YFa2=1.8065Ysa1=1.5558；Ysa2=1.8265小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90，=0.92，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， =321.43MPa =249.71MPa計算大、小齒輪的并加以比較=0.0124，=0.0132 大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算1.4mm，故取=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=37.06mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=18

7、.01，取=18，則=81.36，取=81 3.12幾何尺寸計算計算中心距=102.88mm 圓整后取103mm按圓整后的中心距修正螺旋角=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37.08mm168.92mm計算齒輪寬度 b=37.08mm，圓整后取B2=40mm，B1=45mm。3.2低速級齒輪計算 3.21選精度等級、材料及齒數(shù)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，二者材料硬度差為40HBS。精度等級選用7級精度；試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z265；初選螺旋角14°按齒面接觸強度設(shè)計確定

8、公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選1.6，2.433，1，=0.75+0.858=1.608，=189.8，KHN10.90；KHN20.95=600MPa，S1=1,550MPa，=540MPa,=522.5MPa,=531.25MPa者54.81mm，圓周速度v=0.957，b=54.81mm，=2.66mm，=5.985mm，=9.157，=1.58計算載荷系數(shù)K。 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，=1.15，=1.42，=1.3，故載荷系數(shù) =2.2862按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =60.98mm計算模數(shù) =2.96mm按齒根彎曲強度設(shè)計 mn確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)=2.093查表得=

9、1.58，0.75=z1/cos=20.58 =z2/cos=66.87YFa1=2.568，YFa2=2.2052Ysa1=1.5558；Ysa2=1.73374小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪彎曲強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90，=0.92，彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， =321.43MPa =249.71MPa計算大、小齒輪的并加以比較=0.0124473，=0.015310 大齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算1.989mm，故取=3mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=60.98mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由=19.75，取=20，則=64.6，取

10、=65 3.22幾何尺寸計算計算中心距=131.17mm 圓整后取132mm按圓整后的中心距修正螺旋角=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62.12mm201.88mm計算齒輪寬度 b=62.12mm，圓整后取B2=65mm，B1=70mm。4軸的設(shè)計計算 4.1II軸初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110,于是得=22.67mm 4.11求作用在齒輪上的受力已知大齒輪分度圓直徑168.92mm，=，,而=987.45N,=370.18N,=243.64N;小齒輪分度圓直徑62.12mm，,2685.13N，=1011.78N，=719.48

11、N因軸承同時受有徑向力和軸向力,故選擇角接觸球軸承7007C。 4.12軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案I-II段軸用于安裝軸承7007C，故取直徑為35mm。II-III段安裝套筒，直徑35mm。III-IV段安裝小齒輪，直徑40mm。IV-V段分隔兩齒輪，直徑為42mm。V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度I-長度為14mm。III-IV段用于安裝小齒輪，為70mm。IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為8mm。V-VI段用于安裝大齒輪，為40mm。VI-VIII長度為14mm。 4.13求軸上的載荷A

12、 B C D 49.5 63 34.5 FNVA FNVD Ft3Ft2 MV MVCFNHA MVB Fa2 FNHD Fr2 Fr3 Fa3 MH T如圖受力簡圖，2685.13+987.45-2012.7=1659.88N，故方向相同。57265.86N=349.42N=292.19N按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取=0.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度，校核截面B、C。校核B截面由d=40mm，可得校核C截面，軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1得，。故安全 4.14精確校核軸的疲勞強度由于截面處受的載荷較大，直徑較小，所以為危險截面。 截面的左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩M為 截面

13、上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得、。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表查取，因，。經(jīng)插值后得，。查表有，故有效應(yīng)力集中系數(shù)為綜合系數(shù)為碳鋼的特性系數(shù)，取，于是，計算安全系數(shù)值，故可知其安全截面的右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4的公式計算 抗扭截面系數(shù) 彎矩M及彎曲應(yīng)力為 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。 4.2I軸初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=100,于

14、是得=18.92mm該軸上有一鍵槽，將計算值加大3%，則選擇聯(lián)軸器, 選擇LT4聯(lián)軸器，其,，軸孔直徑d=（2028）mm可滿足電動機的軸徑要求。則，高速軸的最小直徑為20mm。 4.21軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸上零件的裝配方案 a b c d e f g根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a.由于聯(lián)軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為20mm。b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高，所以該段直徑選為28mm。c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有圓角，即該段直徑定為30mm。de.該段軸要安裝齒輪，而齒輪的齒根圓直徑非常接近周端直徑，故齒

15、輪就直接做在軸上，此處e軸徑定為28mm，前段d軸在無影響齒輪加工的情況下，設(shè)為36mm。f.軸肩固定軸承，直徑為32mm。g.該段軸要安裝軸承，直徑定為28mm。各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a.該段由聯(lián)軸器孔長決定為50mm，b.該段綜合考慮箱體突緣厚度、調(diào)整墊片厚度、端蓋厚度及聯(lián)軸器安裝尺寸，定為43mm，該段為軸環(huán)，寬度不小于7mm，定為11mm。c.該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬13mm，該段長度定為15mm。d.綜合考慮取63mm，該段綜合考慮齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內(nèi)壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。e

16、.該段安裝齒輪，要定為75mm，（25+45+5）f.該段5mmG.該段15mm 4.3III軸初步確定軸的最小直徑選擇聯(lián)軸器, 選擇LT7聯(lián)軸器，其,，軸孔直徑d=（4048）mm可滿足電動機的軸徑要求。則，高速軸的最小直徑為40mm。 A b c d e f g ma.由于聯(lián)軸器一端連接工作機機，另一端連接輸出軸，選為40mm。b.考慮到聯(lián)軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高，所以該段直徑選為48mm。c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有圓角，即該段直徑定為50mm。d.軸定位，軸直徑為50mme.齒輪，直徑為55mm。f.該段為軸肩，直徑定為62mm。G安裝套筒，軸直徑為50mm，最大為56m

17、mM安裝軸承，軸直徑為50mm。各段長度的確定：各段長度的確定從左到右分述如下：a. 由于連接聯(lián)軸器，長度為110mm，c.該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有圓角，即該段直徑定為50mm。d.軸定位，軸直徑為50mme.齒輪，直徑為55mm。f.該段為軸肩，直徑定為62mm。G安裝套筒，軸直徑為50mm，最大為56mmM安裝軸承，軸直徑為50mm。a. 該段由聯(lián)軸器孔長決定為50mm，b.該段綜合考慮定為35mmc.該段軸安裝軸承和擋油盤，定為16mm。d.綜合考慮取69mm，e.該段安裝齒輪，要定為65mm，f.該段5mmG.該段13mmM該段16mm5滾動軸承的校核 5.1II軸軸承7007

18、C的校核徑向力軸向力先初選e=0.4, Ne1=0.41 e2=0.517,0.0417,0.0655兩次計算值相差不大，故e1=0.41 e2=0.517,當(dāng)量動載荷 ，軸承1 X1=1，Y1=0， 軸承2 X2=0.44，Y2=1.316,因為p1>p2，所以按軸承1的受力大小驗算1） 當(dāng)量載荷,查設(shè)計手冊得e=0.31由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為2） 軸承壽命的校核,查設(shè)計手冊得Cr=59000N故合適6鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 6.1高速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為b×h×L=6×6×40取有輕微沖擊，k=0.4h，l=L-b，故鍵連接的強度足夠。 6.2中速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為b×h×L=12×8×32 b×h×L=12×8×56 故鍵連接的強度足夠。 6.3低速軸上的鍵聯(lián)接由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為b×h×L=16×10×50 b&#