斜齒輪二級減速箱無校核

1、機械設計課程設計說明書設計題目 兩級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè)：過程裝備與控制工程0902 姓 名：沈悅堯?qū)W 號：200902060218指導教師：周國斌浙江工業(yè)大學機械工程學院2011年 12月 1日設計內(nèi)容計算及說明結(jié)果一、計算總傳動比及分配各級的傳動比l 分配傳動比1. 兩級齒輪傳動比公式對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油要求，即各級大齒輪直徑相近的條件分配傳動比，常取(式中分別為減速器高速軸和低速軸的傳動比)2.估算傳動裝置總傳動比 二、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算l 各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩1.傳動裝置效率選取 彈性柱銷聯(lián)軸器效率：剛性聯(lián)軸器效率： 圓柱齒輪效率： 軸

2、承效率：滾筒效率：2.計算各軸轉(zhuǎn)速由3.計算各軸輸入功率 4.計算各軸輸入轉(zhuǎn)矩 將上述結(jié)果列于表中軸號轉(zhuǎn)速nr/min功率P轉(zhuǎn)矩T110001.08910.4023571.03527.683920.984102.59三、傳動零件的設計計算l 高速軸齒輪的設計與校核1.選材，精度等級及齒數(shù) 1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故精度等級選7級精度。2）由課本表10-1可得：選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理，；選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，3）選擇小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取4）選取螺旋角。初選螺旋角=142、按齒面接觸強度設計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)2） 轉(zhuǎn)矩3） 由圖10-30

3、，選取區(qū)域系數(shù)=2.433由圖10-26得，則4） 查有文獻1表10-7選取齒寬系數(shù)5） 由文獻1表10-7可得材料的彈性影響系數(shù)6） 由文獻1圖10-21d小齒輪的接觸疲勞強度極限；大 齒輪的接觸疲勞強度極限。7） 計算應力循環(huán)次數(shù)。 8） 由圖10-19，根據(jù)N，取接觸疲勞壽命系數(shù)。 9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 （2） 計算1）試計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 2）計算圓周速度。 3） 計算齒寬b及模數(shù) 4) 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)根據(jù)7級精度,由1圖10-8可得動載系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度、小齒

4、輪相對支撐非對稱布置時，查圖10-13得由表10-3查得故載荷系數(shù):6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 （10-10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度計算 由式（10-17） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)K2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算當量齒數(shù) 4）查詢齒形系數(shù)。由表10-5查得 ；5）查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 ；6）由圖10-20c查得彎曲疲勞強度極限：小齒輪 大齒輪由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù): 7）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)8）計算大小齒輪的 ，并加以比較 故，大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算 對

5、比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取，此時能滿足齒根彎疲勞強度。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 ，算出滿足條件的齒數(shù) 取，則。 與分配的傳動比一致4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距 將中心距調(diào)整為（2） 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。（3） 計算大，小齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度 圓整后?。?）結(jié)構(gòu)設計大齒輪齒頂圓直徑和小齒輪齒頂圓直徑皆為，故選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪（圖10-36及圖10-38）。其它相關尺寸按圖推薦的結(jié)構(gòu)尺寸設計。l

6、低速軸齒輪的設計與校核 設計與校核過程與高速軸齒輪類似。1、選材，精度等級及齒數(shù) （1） 材料1）選小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 選大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，2） 精度等級選7級精度,齒根噴丸強化3） 選擇小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取初選螺旋角=142、按齒面接觸強度設計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)=1.62） 轉(zhuǎn)矩 3） 選取區(qū)域系數(shù)=2.433 ，查圖10-26得，4） 選取齒寬系數(shù)材料的彈性影響系數(shù)5） 小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6） 計算應力循環(huán)次數(shù)。 7） 由圖10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)8） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全

7、系數(shù)S=1，有文獻1式（10-12）得 ； （2） 計算試計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值 2) 計算圓周速度。 3） 計算齒寬b及模數(shù) mm 4) 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1,根據(jù),7級精度,由1圖10-8可得動載系數(shù)由表10-4得 由圖10-13得由表10-3查得故載荷系數(shù):6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a） 得7）計算模數(shù)m3.按齒根彎曲強度計算 由（10-17） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）計算載荷系數(shù)K2）根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算當量齒數(shù) 4）查詢齒形系數(shù)。由表10-5查得 ；5）查取應力

8、校正系數(shù)。由表10-5查得 ；6）由圖10-20c查得彎曲疲勞強度極限：小齒輪 大齒輪由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù): 7）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)8）計算大小齒輪的 ，并加以比較 故，大齒輪的數(shù)值大。（2） 設計計算對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取，此時能滿足齒根彎疲勞強度。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 ，算出滿足條件的齒數(shù) 取 則,取 與分配的傳動比基本一致4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距計算中心距 將中心距調(diào)整為（2） 按圓整后的中心距修正

9、螺旋角 因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。（3） 計算大，小齒輪的分度圓直徑 （4） 計算齒輪寬度 圓整后?。?）結(jié)構(gòu)設計大齒輪齒頂圓直徑和小齒輪齒頂圓直徑皆為，故選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪（圖10-36及圖10-38）。其它相關尺寸按圖推薦的結(jié)構(gòu)尺寸設計。 四、傳動軸和軸承的設計計算l 中間軸和軸承的設計(1) 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）初步確定軸的最小直徑由式15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表15-3?。?）初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級

10、的單列圓錐滾子軸承30203。其尺寸為 故 考慮到安裝，試取齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。（4）初步確定軸各段長度。高速軸大齒輪，取低速軸小齒輪，取考慮到箱體距離齒輪必須保持，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離，取，根據(jù)各段自行咬合的齒輪取：軸環(huán)寬度，取。根據(jù)中間軸，可以算出箱體內(nèi)壁的總寬度l 低速軸和軸上軸承的設計（1）求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）.初步確定軸的最小直徑按式15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表15-3取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器

11、的計算轉(zhuǎn)矩，由表14-1,所給題目中的用途為“橋式起重機的起重機構(gòu)”。故選取按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。根據(jù)，取半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 (3)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑與長度。1） 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取2） 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初

12、步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207。其尺寸為 故，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得30207軸承的定位軸肩高度。因此取。3）取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4）考慮到端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間有一定的距離，取，估摸著取軸承端蓋寬度與軸上出現(xiàn)的總長度為，故取5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，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(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒

13、輪輪轂長度，則 · 至此，已初步確定了低速軸的各段和長度。l 高速軸和軸承的設計. 求輸入軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩 （2）.初步確定軸的最小直徑按式15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表15-3取 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，由表14-1,所給題目中的用途為“橋式起重機的起重機構(gòu)”。故選取按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。根據(jù)，取半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 (3)根據(jù)軸向定位的要求

14、確定軸的各段直徑與長度。3） 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應比 略短一些,現(xiàn)取4） 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30204。其尺寸為 故，右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得30204軸承的定位軸肩高度。因此取。3）取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為，為了使套筒端面可

15、靠地壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4）考慮到端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間有一定的距離，取，估摸著取軸承端蓋寬度與軸上出現(xiàn)的總長度為，故取5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，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(nèi)壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，小齒輪輪轂長度，則 · 至此，已初步確定了高速軸的各段和長度。三根軸的數(shù)據(jù)整理如下表高速軸中間軸低速軸軸長直徑軸長直徑軸長直徑12251250.75176025235016362050313443.252082347.2535453730422041385643551.751764567742667427815.252018.2535 五、鍵聯(lián)接的選擇l 低速軸軸上鍵的設計選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇單圓頭平鍵.根據(jù) ，查表6-1，根據(jù)軸的直徑和長度，取：鍵寬， ，鍵寬，校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2，取工作長度