一級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書題號15

1、. . . . 一、機械設計課程設計任務書專業(yè)班級A0531 學號39課題名稱一級斜齒圓柱齒輪減速器一、原始數(shù)據(jù)已知條件推力F/kN推頭速度V/(m/min)絲桿導程(mm)數(shù)據(jù)181.5612二、 1.工作條件：兩班制，間歇工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室外工作，有較大粉塵； 2.使用壽命：20年（每年300工作日）； 3.檢修間隔期：三年一次大修，兩年一次中修，一年一次小修； 4.動力來源：電力，三相交流，電壓380220 V 5.推頭速度允許誤差；±5；6.一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。7.絲桿效率j=0.4（包括絲桿與軸承）。三、基本要求1.方案簡圖12；，主要機械部件裝配圖（A1

2、或A0號圖紙）1；2.零件工作圖2；3.設計計算說明書一份。二、機構(gòu)運動簡圖三、運動學與動力學計算一、 選擇電機3.1.1 選擇電動機3.1.1.1選擇電動機的類型按工作要求和條件選取Y系列全封閉鼠籠型三相異步電動機。. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96聯(lián)軸器的傳動效率：0.99絲桿的傳動效率：0.4說明：a電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：a=.2.式中1，2，3，4 ，5分別為帶傳動，齒輪傳動的軸承，齒輪傳動，聯(lián)軸器，絲桿與軸承的效率。 電動機輸出功率： kw工作機所需的功率： 所以 kwa=0.96&#

3、215;0.992×0.96×0.99×0.4=0.363.1.1.2確定電動機轉(zhuǎn)速絲桿的轉(zhuǎn)速n=v/S,其中v為推頭速度，S為絲桿（梯形螺紋）導程，對單線絲桿S=P（螺距） 所以絲桿的轉(zhuǎn)速：n=v/S1.560.012130r/min 根據(jù)機械設計手冊中取V帶傳動比i1=2-4，齒輪的傳動比i2=3-5則合理總傳動比的圍為i=6-20 故電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為: N=(6-20)*n=（6-20）*130=780-2600r/min符合這個圍的電動機的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min,二種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況來確定最后的轉(zhuǎn)速，

4、為降低電動機的重量和成本，可以選擇同步轉(zhuǎn)速1500r/min。因此選定電動機型號為Y90L-4，所選電動機的額定功率Ped =1.5kw,滿載轉(zhuǎn)速nm =1400r/min。符合這一圍的轉(zhuǎn)速有： 1000、1500根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min1Y100L-61.5KW10009402Y90L-41.5KW15001400綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y90L-4，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)

5、速同步轉(zhuǎn)速ADEFGHLAB1.5140015001402450820903351803.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比： 分配傳動比：取i帶=3 則i齒=10.77/3=3.593.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與絲桿之間的傳動效率。1.各軸轉(zhuǎn)速： 2 各軸輸入功率：3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩：運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：功率軸功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸1.38.8714001軸1.251.2425.5524.45466.672軸1.191.1887.168

6、3.021303軸1.161.1585.4380.42130四、傳動零件的設計計算六 設計V帶和帶輪：1.設計V帶確定V帶型號查課本P156表8-7得：Ka=1.1 則根據(jù), =1400r/min,由課本157圖8-11，選擇Z型V帶，由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑=90mm。查表8-8取=280mm。驗算帶速： 帶速在5-30圍，合適。取V帶基準長度和中心距a：初步選取中心距a：由課本第158頁式（8-22）得：查課本第146頁表8-2取=1600mm。由課本第158頁式8-23計算實際中心距：。中心距的變化圍484mm-556mm驗算小帶輪包角：由課本第158頁式8-25得：。求

7、V帶根數(shù)Z：計算單根v帶的額定功率Pr由d1=90mm和n=1400r/min查課本152頁表8-4a利用插值法得Po=0.348KW 根據(jù)n=1400r/min，i=3和z型帶，查表8-4b得Po=0.03KW查表8-5得K=0.944，表8-2得Kl=1.14，Pr=（Po+Po）*K*Kl=（0.348+0.03）*0.944*1.14=0.41kw計算v帶的根數(shù)z取Z=4根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本149頁表8-3得q=0.06kg/m，故由課本第158頁式8-27得單根V帶的初拉力： 作用在軸上壓力：七 齒輪的設計：1選定齒輪類型、精度等級、材料與齒數(shù)：1) 按傳動方案選用斜齒

8、圓柱齒輪傳動2) 設計為通用減速器,選用7級精度3) 材料選擇: 小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。二者材料硬度差為30HBS4) 由于傳動過程中粉塵較多選用閉式傳動,故選用小齒輪齒數(shù)為=24,大齒輪齒數(shù),取5) 選取螺旋角。初選螺旋角6) 按齒面接觸強度設計按公式 (1) 確定公式的各計算數(shù)值試選=1.6由課本217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433由215頁圖10-26查得=0.78, =0.90,則(2) 計算小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21c、d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞

9、強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.89；0.92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得許用接觸應力計算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度計算齒寬b與模數(shù)計算縱向重合度=計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)=1,根據(jù)v=0.99m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù);由表10-4查得 由圖10-13查得1.275由表10-3查得故載荷系數(shù)k=按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度,查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當量齒數(shù)(4)查取齒形系數(shù)由表10-5

10、查得2.592 2.185(5)查取應力校正系數(shù)由表10-5查得1.596 1.785(6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限(7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.83 0.86(8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,(9)計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值較大(10)設計計算對比計算結(jié)果,由于接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，取,已滿足彎曲強度.為了滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù).4.幾何尺寸計算(1)計算中心距(2)按圓整后的中心距修正螺旋角(3)計算大小齒輪的分度圓直徑(4)

11、計算齒輪寬度圓整后取(5)大齒輪的尺寸名稱符號計算公式齒頂高=1.5齒根高=1.9齒全高hh=+=3.4頂隙c=0.4分度圓直徑dd=mz=146基圓直徑=137齒頂圓直徑= d+2=149齒根圓直徑= d-2=142標準中心距aa=96 (5)齒輪結(jié)構(gòu)的設計齒頂圓直徑采用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪.大齒輪零件圖見附件八 軸的設計1、從動軸的設計(1)求低速軸上的轉(zhuǎn)矩T(2)求作用在齒輪上的力（3）選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力（4）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)表15-3查得

12、得考慮到軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在，故將直徑加大3%-5%取為27.5-22.34mm，為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選用聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則按照計算轉(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160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm故取軸的最小徑，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度（5）設計軸的結(jié)構(gòu)由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸 1段的左端需要制出一軸肩

13、，故取軸2段直徑；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度(6)初步選定滾動軸承因為軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承.并根據(jù)軸2段的直徑,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30306，其尺寸為故軸3段直徑d3=d7=30mm，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm（7）取安裝齒輪的軸段的直徑d4=34mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸

14、段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=40mm。軸環(huán)寬度，取（8）取軸承端蓋的總寬度為10mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離l=15mm故?。?）取齒輪距離箱體之間的距離a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm，已知滾動軸承寬度T=20mm則低速軸的尺寸基本確定(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為28mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2

15、mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面的彎矩，并作出彎矩圖作水平面的彎矩圖。支點反力為1-1截面處和2-2截面處的彎矩作垂直平面的彎矩圖，支點反力1-1截面左側(cè)彎矩為1-1截面右側(cè)彎矩為2-2截面處的彎矩為作合成彎矩圖1-1截面2-2截面作轉(zhuǎn)矩圖T=87420N.mm求當量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù)為0.6確定危險截面與校核強度截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩一樣，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。繪制

16、軸零件圖，按2：1的比例。2、主動軸的設計(1)求高速軸上的轉(zhuǎn)矩T(2)求作用在齒輪上的力（3）選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力（4）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑根據(jù)表15-3查得得因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊取。L1=1.75d1-3=46。大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取，L2=40。段裝配軸承且，所以查手冊。選用30307軸承。L3=B+5=21+15+5-2=39。（7）取安裝齒輪的軸段的直徑mm；齒輪

17、的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=46mm。軸環(huán)寬度，取取,有一軸肩定位軸承,高速軸的尺寸基本確定(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面的彎矩，并

18、作出彎矩圖作水平面的彎矩圖。支點反力為1-1截面處和2-2截面處的彎矩作垂直平面的彎矩圖，支點反力1-1截面左側(cè)彎矩為1-1截面右側(cè)彎矩為2-2截面處的彎矩為作合成彎矩圖1-1截面2-2截面作轉(zhuǎn)矩圖T=25580N.mm求當量彎矩因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù)為0.6確定危險截面與校核強度截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩一樣，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。（三）、滾動軸承選擇1、低速軸軸承的校核根據(jù)軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=590

19、00N；基本額定靜載荷為： 求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1 軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得則 驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算選擇軸承滿足壽命要求.2、高速軸軸承的校核根據(jù)軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： 求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1 軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13