一級(jí)齒輪減速器

1、第- -頁結(jié)果計(jì)算與說明一傳動(dòng)方案的確定.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)傳動(dòng)方案簡圖如下：高速級(jí)為帶傳動(dòng)，低速級(jí)用一級(jí)齒輪傳動(dòng),電機(jī)輸出的動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)通過二級(jí)減速傳給運(yùn)輸帶，該傳動(dòng)方案傳遞效率較高，結(jié)構(gòu)簡單，通用性好，承載能力強(qiáng)，帶具有過載保護(hù)能力。由于該工作機(jī)有輕微振動(dòng)，運(yùn)送煤鹽等松散等易產(chǎn)生灰塵的物質(zhì)，采用該傳動(dòng)方案高速級(jí)的帶有緩沖吸振能力，能減小振動(dòng)對(duì)工作機(jī)及減速器帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，能使價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。低速級(jí)采用一級(jí)圓柱齒輪減速器，這是一級(jí)減速器中應(yīng)用最廣泛的一種，能使傳遞效率高，潤滑良好，定比傳動(dòng)、尺寸緊湊，工作可靠。原

2、動(dòng)機(jī)部分為系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。2電動(dòng)機(jī)選擇由工作條件場合，采用系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，計(jì)算工作機(jī)所需功率：第- #-頁第- -頁第- -頁第- #-頁Fvpw1000w其中=0w.9為6滾筒工作效率。Fv3000，0.7-4o_p2.187KWw10001000,0.96w工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速n嗎=款=449R/min計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率：（見機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，以下簡稱課設(shè)a式2-）-2a12340.960.9950.990.971234（見機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)表12）-8所以二0.908a電動(dòng)機(jī)的輸出功率：P（見課設(shè)式2-）1dP2.187Pw=2.41Kwd0.908a選擇電動(dòng)機(jī)為P二3.0KWd

3、型（見課設(shè)表）技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率：0K）w額定轉(zhuǎn)速：r）min傳動(dòng)裝置總體傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配、總傳動(dòng)比：i（見課設(shè)式）1430173.78.23第- #-頁第- -頁各級(jí)傳動(dòng)比分配：（見課設(shè)式2-）iiia12&232.65,3.11a初定i2.651i3.112各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)高速軸：PP2.2,0.962.134kW；2dn1430/2.65539.6r/min；2P2.134T95509550=37.77Nm；n539.62低速軸：P=耳P2.11kW；TOC o 1-5 h z332nn/i173.7r/min；32 HYPERLINK l bookmark16P2.11

4、T95509550=116.15Nm；n173.73帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)外傳動(dòng)為帶傳動(dòng)，選為型普通帶。、確定計(jì)算功率：Pca第- -頁第- #-頁）、由表查得工作情況系數(shù)K1.1A）、由式機(jī)3械設(shè)計(jì)（以下簡稱機(jī)設(shè)）故Pca=KaP=1.1，2.2=2.42kw、選擇帶型號(hào)第- #-頁第- #-頁第- #-頁第- #-頁查圖機(jī)設(shè)選普通型帶。第- #-頁第- #-頁第- #-頁第- #-頁確.定帶輪直徑dda1a2第- #-頁第- -頁第- -頁第- -頁1）、參考圖（機(jī)設(shè)）及表（機(jī)設(shè)）選取小帶輪直徑d118mma1dalH=100mm2電機(jī)中心高符合要求）、驗(yàn)算帶速由式7機(jī)設(shè)）n,d*ai=143x兀11

5、8占8.83mS-ii60 x100060 x1000)、從動(dòng)帶輪直徑d查表）、傳動(dòng)比a2did2.65x118312.7mma2a1(機(jī)設(shè))取d=315mma2di曠a1）、從動(dòng)輪轉(zhuǎn)速蘭2.67118二7二需二535.68Rmin-1確定中心距a和帶長Ld1）、按式（5-（機(jī)3設(shè)）初選中心距0.7。+d）a2。+d）a20a1a2303a120。1a確定帶根數(shù)（由表查得P=1.92Kw0、由表（機(jī)設(shè)）查得（由表查得（機(jī)設(shè)）查得包角系數(shù)k0.96o、由表機(jī)設(shè)查得長度系數(shù)（計(jì)算帶根數(shù)，由式（機(jī)設(shè)）Pz（P,vPcaKK=1.29800L取，=根2第- #-頁第- #-頁第- -頁第- #-頁7計(jì)

6、算單根帶初拉力，由式（2機(jī)設(shè)。F=500 x匚0VZ-1)+qV2=116.46Na第- #-頁第- -頁由表8-機(jī)4設(shè)查得.計(jì)算對(duì)軸的壓力，由式（機(jī)設(shè)）得F皚2zFsini，529.3NQ029確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準(zhǔn)直徑采用實(shí)心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑，采用孔板式結(jié)構(gòu)。三、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇:大小齒輪采用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)。齒輪精度用級(jí)，輪齒表面精糙度為，小齒輪硬度，大齒輪硬度。取齒寬系數(shù)e,0.9d初取則XX取設(shè).計(jì)計(jì)算。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，由式（7-）9機(jī)設(shè)d

7、ZZZ2Ktu土1d，3HZE1aX由圖（7-）6選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為itInHdu第- -頁第- #-頁第- #-頁第- -頁由2圖7-選7取材料彎曲疲勞極限應(yīng)力66應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由式（）計(jì)算axxxx109X109X109由圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)；由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)；由圖查得接觸疲勞安全系數(shù)：又試0選（求7許-用2接）觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力一H2HumZ=600MPSN1aHmin二Z=571mPSN2aHmin將有關(guān)值代入式（7-得9ZZZ)2常Rd1-H2x1=45.99mmu查圖1得0.由表0查3和得2由4表查4得0則Kap修正=d11t55.9mm第- #-頁第- #-

8、頁第- #-頁第- #-頁由表7-取6標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：mn.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)第- -頁第- #-頁計(jì)算公式：2kTYYL(Fasa)蘆Qd1F第- #-頁第- #-頁第- -頁第- -頁由2圖7-1查8得，計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力LF1SinSTY320MPSN1aFminricY丫巧=_F2linSTY300MPF2SN2aFmin查取齒形系數(shù)Y2.65,Ysa2.227Fa計(jì)算載花系數(shù)KKKKK2.335AFFaFb計(jì)算大小齒輪的二并加以比較QFYYFa1sal0.0138QF1YY0.0157QF顯然大齒輪的值大些計(jì)算得2kTYY、1(Fa_sa)1.996z2Qd1F對(duì)比計(jì)算結(jié)果：齒面接觸

9、疲勞強(qiáng)度的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)并9就6近圓整為2，并接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑?jīng)Q定小齒輪齒數(shù)取2則X=取=3幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑dz1m56dzm17422兩齒輪中心距a（d+d）/211512b,.d50.4d1取B1=55B2=52四、軸的設(shè)計(jì)1、高速軸的設(shè)計(jì)）已知輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩T37.75Nm;F1358.8N;tCF494.26Nm;rC確定軸的最小直徑dmin110 x3,213417.2mm539.2，確定軸的最小直徑取d25m

10、m；min）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1）擬定軸上零件的裝配方采用圖示的裝配方案第- #-頁第- -頁LZ7&53）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2段右端需制出一軸肩，故取段的直徑左端用軸端檔圈定位，按軸端直徑取檔圈直徑小帶輪與軸配合為=，（）初選滾動(dòng)軸承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)品目錄中初步選取基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度的單列圓錐滾子軸承TOC o 1-5 h z,尺寸為一IV0右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得720型軸承的定位軸肩高度，因此，取套筒外徑。（）取安裝齒輪處的軸段VV的直徑dV4齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已

11、知齒輪輪轂的寬度為，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取第- -頁第- -頁齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度取軸環(huán)寬度=取。()軸承蓋的總寬度為。根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離故取0.()取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離。)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由手冊(cè)查得平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為/同樣，小帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為半聯(lián)軸器與軸的配合為/滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。)確定軸上

12、圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2*4，5各軸肩處的圓角半徑2，5求.軸上的載荷對(duì)于型軸承，由手冊(cè)查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距第- #-頁第- -頁剖面右側(cè)aHaVMaJM2+M269N，m轉(zhuǎn)矩TFd/2判.斷危險(xiǎn)截面顯然，如圖所示，剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為，該截第- #-頁第- #-頁第- -頁第- -頁截面面左側(cè)可能是危險(xiǎn)截面。且截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重，故左側(cè)和截面左、右側(cè)又均有可能是疲勞破壞危險(xiǎn)截面。軸的彎扭合成強(qiáng)度校核090MPa由表查得qQ-i!60Mpaa1600.6abQ01000.6b剖面左側(cè)W0.1dM2+（aT）2W軸的安全系數(shù)校核由表查得Q650MPaQ300MPa卩

13、=155MPa，中=02,中=0.1B11在）截面左由附表10查得K1,K1.59由附表QT0.81,0.76T;軸經(jīng)磨削加工,由附表10彎曲應(yīng)力QM9.98MPabW應(yīng)力幅QQ9.98MPaab平均應(yīng)力Q0m查得質(zhì)量系數(shù)卩二L0則查4得絕對(duì)尺寸系數(shù)切應(yīng)力=W=5.5MPaT=t=2.75MPaam2安全系數(shù)S=-k-1=36.7。釘+中，TOC o 1-5 h zPa,mS=k-1=19.78 HYPERLINK l bookmark42亠+中+TPamSSS=17,24STS?顯然故剖面安,查表得許用安全系數(shù)口低速軸設(shè)計(jì)確定各軸段直徑計(jì)算最小軸段直徑。因?yàn)檩S主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度

14、計(jì)算，由式14-得2d=C3匹=27.13mm考慮到該軸段上有聯(lián)接聯(lián)軸器，先選取聯(lián)軸1抽3器，根據(jù)傳遞的轉(zhuǎn)矩，選用因此取聯(lián)軸器，其孔徑為長為取d=35mm，長為=，查手冊(cè)頁表圓整成標(biāo)準(zhǔn)值，1i軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖：d二d二40mm，2345（2）初選滾動(dòng)軸承第三段與軸承配合，因此這里需初選軸承，初選軸承，尺寸為由軸承內(nèi)徑d=40mm，取軸徑d二d二40mm，TOC o 1-5 h z4589所以取_=。左端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)查得型軸承的定位軸肩高度，因此，取。（）取齒輪孔徑為；則d二45mm，由于齒輪寬度為56為保證軸向定位一段長度為齒輪寬度，齒輪軸向定位為一軸肩

15、，一段，取=，則d二56mm，取l二6mm。6756（，）軸承蓋的總寬度為26.。5根齒據(jù)齒軸承蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面的距離1型.5故齒一段加一退刀槽，寬度為直徑為，（）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離。貝山二17mm68）軸上零件的周向定位截面聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由手冊(cè)查得平鍵鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為大齒輪處用鍵，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，因齒輪寬度為取鍵長為轂與軸的配合為；)確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑()校核該軸和軸承：求作用力、力矩和和力矩、危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：2TF=31

16、311Ntd4徑向力：FFtg6=477.16Nrt求垂直面的支反力：lFF=r=897N1Vl,l12F=F-F=628N2Vr1V計(jì)算垂直彎矩：MFl189N.mav1v1求水平面的支承力。lFF1136N1Hl+112FFF998NTOC o 1-5 h z2Ht1H計(jì)算、繪制水平面彎矩圖。MFl254N.maH1H1MFl221N.maH2H2求在支點(diǎn)產(chǎn)生的反力FlF1938N1F1+112FF+F892N2F1F求力產(chǎn)生的彎矩圖。MF131.5N.m2F3MF193.58N.mmF1F1在處產(chǎn)生的彎矩：MF1167N.mmF1F1求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把M與嚴(yán)2+M2直接相

17、加。mF耳avaHMM+：M2+M2137N.mammFavaH求危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩。從圖可見，處截面最危險(xiǎn)，其當(dāng)量彎矩為：(取折合系數(shù)6=0.6)M嚴(yán)2+(6T)278.4N丘am3頁1計(jì)算危險(xiǎn)截面處軸的直徑。因?yàn)椴牧线x擇45#調(diào)質(zhì)，查課本22頁5表14-得1650MPa，查課本B表得許用彎曲應(yīng)力=60MPa，貝山-1bd38mm第- #-頁第- #-頁考慮到鍵槽的影響，取d40mm第- -頁第- -頁因?yàn)閐50mmd,所以該軸是安全的。55）軸承壽命校核。，取f1,f1.2,取,3tp頁9表軸承壽命可由式L比（_CC）,h進(jìn)行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作h60nPf用，所以PF，查課本

18、rPF:F2+F2+F8745Nr1v1H1F按最不利考慮，則有：則L丄巴（2），h16yh60nPf3P該軸承壽命為年所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設(shè)計(jì)與校核：因?yàn)檠b聯(lián)軸器查課本頁表選鍵為bh:87查課本頁表得o=100120b因?yàn)榇簖X輪初選鍵長為校核o-4T85Mpa8mm，而0.025140+3=6.5mm8mm,所以，取二8mm。121箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：b二b二1.5二12mm;b二2.5=20mm112箱座、箱蓋的肋厚：m二m二0.85二6.8mm11軸承旁凸臺(tái)的半徑：R二c12軸承蓋外徑：D二D,（55.5）d（其中，D為軸承外徑，d為軸承蓋螺釘233的直徑）。中心高：H大齒輪頂圓半徑,（3050）mm,20mm=107.5,40,20=167.5mm?。?68mm；地腳螺釘?shù)闹睆剑篸=16mm（因?yàn)椋篴,a=252.76mm）