二級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計范例最全的概要

1、計算說明書 汽車維修工程教育 專業(yè) 汽修1114班 設(shè) 計 者： 指導(dǎo)老師：石傳龍 岳東鵬 時 間： 2014年 01月10日設(shè) 計 任 務(wù) 書設(shè)計題目：設(shè)計一用于機械產(chǎn)品成品的帶式輸送機的二級圓柱斜齒減速器設(shè)計要求：工作機軸輸入轉(zhuǎn)矩T=850N·m，運輸帶工作速度v=1.45m/s，滾筒直 徑D=410mm，兩班制，連續(xù)單相運轉(zhuǎn)，空載起動，載荷輕微沖擊；工 作限10年 （每年300天計）；環(huán)境最高溫35；小批量生產(chǎn)。設(shè) 計 說 明 書一、電動機的選擇：確定傳動裝置所需的功率P確定傳動裝置的效率由表910查得：普通V帶傳動的效率：一對滾動軸承的效率：（球軸承，稀油潤滑）閉式傳動齒輪傳

2、動的效率：（8級）彈性聯(lián)軸器的效率：一對滑動軸承的效率：故傳動裝置的總效率為選擇電動機電動機所需最小名義功率kW電動機所需的額定功率kW由表177選用Y160M-4電動機，KW ，r/min所選電動機的主要參數(shù)列于下表：傳動裝置總傳動比計算及傳動比初步分配總傳動比的計算傳動比初步分配按 分配。初步分配各級傳動的傳動比如下：初步計算傳動裝置運動參數(shù)和動力參數(shù)電動機軸輸出參數(shù) 高速軸參數(shù) 中間軸參數(shù) 滾筒軸參數(shù)：初算各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于表8-2.普通V帶傳動設(shè)計普通V帶的型號查表11-3得計算功率由圖11-11選用B型普通V帶確定帶輪基準直徑查表13-5，普通V帶B型帶輪最小基準直徑選取主動

3、帶輪直徑 取帶的滑動率 則從動帶輪直徑 由表13-5選取從動帶輪基準直徑標準值 d普通V帶傳動的實際傳動比 驗算帶速v V在525m/s范圍內(nèi)。確定帶的長度和中心距初定中心距按照計算所需帶長查表11-10，選取V帶的標準基準長度=1800mm，標注為B1800 GB/T11544-1997確定實際中心距 安裝中心距 驗算小帶輪的包角確定普通型帶的根數(shù)z查表11-6 （插入法）；查表11-11 查表11.10 故需V帶根數(shù)z=6計算傳動作用在軸上的力計算帶傳動作用在軸上的力帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計查表13-6可知，主動帶輪為實心式帶輪，孔徑=42mm（與電動機伸出端配合）；鍵槽為A型，b×h

4、15;=12m×8m×3.3mm;輪槽角=34°。從動帶輪為四孔板式帶輪，輻板厚度s=18mm，控凈油高速軸設(shè)計是確定；鍵槽為A型，b×h×=10m×8m×3.3mm;輪槽角=38°。兩帶輪的基準寬度；基準線上槽深；基準線下槽寬；槽間距e=（19±0.4）mm；槽邊距，最小輪緣厚。帶輪寬度為 帶輪材料選用HT250.其余尺寸及兩帶輪結(jié)構(gòu)草圖略。齒輪傳動設(shè)計高速機齒輪的設(shè)計重新計算減速器高速軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)用于帶傳動的實際傳動比與事先所分配的傳動比有變化，故減速器各軸的轉(zhuǎn)速和所受到的扭矩也隨之發(fā)生變化

5、。為使設(shè)計更為精確，故必須重新計算參數(shù)，結(jié)果如下：選擇齒輪材料及熱處理由表10-9小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理（d100mm），229286HBS大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理（d=301500mm），197255HBS確定齒輪材料許用接觸應(yīng)力試驗齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力由圖13-5 齒輪接觸疲勞強度最小安全系數(shù) 齒輪基礎(chǔ)疲勞強度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖9.59 由于齒輪工作面為軟齒面組合， 齒輪材料許用接觸應(yīng)力按齒面接觸強度設(shè)計齒輪傳動作用在高速軸上的扭矩 載荷系數(shù)由圖9-44 因是減速器 齒輪材料彈性系數(shù) 由表13-39 節(jié)點區(qū)域系數(shù)因是斜齒圓柱齒輪傳動初選齒數(shù)和齒數(shù)比齒數(shù)比 選齒輪分度援助螺旋角 解

6、除疲勞強度重合度系數(shù)計算當(dāng)量齒數(shù) 端面重合度 由圖13-11 齒寬系數(shù) 軸面重合度查圖9-49得接觸疲勞強度重合度系數(shù) 查圖得接觸疲勞強度螺旋角系數(shù) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計確定傳動的主要參數(shù)確定模數(shù)確定中心距其他主要尺寸校核齒輪齒根彎曲疲勞強度試驗齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力由圖9-15 齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖13-10許用彎曲疲勞應(yīng)力齒形系數(shù)查表9-53 9-54 應(yīng)力修正系數(shù) 查表13-41 齒根彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 查表13-13得 齒根彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù) 查表13-15得 校核齒根彎曲疲勞強度齒輪參數(shù)和幾何尺寸列于表8-3.確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度 查表13-4

7、5，應(yīng)選9級精度，但考慮中小制造廠一般為滾齒制造，故選為8級精度，即齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，小齒輪采用齒輪軸，大齒輪采用鍛造的孔板式，具體尺寸計算略低速級齒輪設(shè)計重新計算減速器中間軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)選擇齒輪材料及熱處理 由表10-9小齒輪選用40鋼調(diào)質(zhì)處理 （d100mm)，241286 HBS;大齒輪選用40鋼調(diào)質(zhì)處理 （d=301！500mm)，229269 HBS;確定齒輪材料許用接觸應(yīng)力試驗齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 由圖13-5 齒輪接觸疲勞強度最小安全系數(shù) 由表9-15 齒輪接觸疲勞強度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由表9-56得 工作硬化系數(shù)由于齒輪工作面為軟齒面組合 齒輪材料許用接觸應(yīng)力按齒面接觸

8、強度設(shè)計齒輪傳動作用在中間軸上的扭矩 載荷系數(shù) 由表9-44得 齒寬系數(shù) 因是減速器 齒輪材料彈性系數(shù) 由表13-37 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 因是斜齒圓柱齒輪傳動 初選齒數(shù)和齒數(shù)比 取齒數(shù)比精確計算輸送帶線速度選齒輪分度圓柱螺旋角 接觸疲勞強度重合度系數(shù)計算當(dāng)量齒數(shù)端面重合度 由圖13-11得 齒寬系數(shù) 軸面重合度查圖13-12得接觸疲勞強度螺旋角系數(shù) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計確定傳動的主要參數(shù)確定模數(shù) 取確定中心距其他主要尺寸校核齒輪齒根彎曲疲勞強度試驗齒輪彎曲疲勞極限應(yīng)力 齒根齒輪彎曲疲勞強度最小安全系數(shù) 查表9-15得 齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù)應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖13-9彎曲疲勞強度尺寸系數(shù)，由圖1

9、3-10 許用彎曲疲勞應(yīng)力齒形系數(shù) 查圖9.53 9.54 應(yīng)力修正系數(shù) 查圖9.54 齒根彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù) 查圖13-15 齒根彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù) 查圖13-15 校核齒根彎曲疲勞強度齒輪參數(shù)和幾何尺寸列于表8-4確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度柴傲11-10，應(yīng)選9級精度，但考慮中小制造廠一般為滾齒制造，故選為8及精度 8 GB/T 10095.1-2001 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用鍛造的實心式齒輪，大齒輪采用鍛造的孔板式，軸孔直徑由軸設(shè)計時確定，具體尺寸計算略。軸設(shè)計高速軸設(shè)計已確定的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表10-10選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為21715

10、5HBS，許用彎曲應(yīng)力按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑，由表12-1 A=103126由于高速軸受到的彎曲較大而說到的扭矩較小，故取A=115由于最小軸段直徑小于30mm，其截面上開有1個鍵槽，故將軸徑增大7%查表13-6，B型普通V帶帶輪軸孔直徑為35mm，故取。設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸結(jié)構(gòu)草圖 軸結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設(shè)計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝大帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=100mm（GB/T1096-2003），槽深t=5mm，長L=900mm；定位軸肩 ；軸頸需磨削，故應(yīng)設(shè)計砂輪越程槽。預(yù)選滾動軸承并確定各軸段的直徑根據(jù)

11、軸的受力情況，主要是承受徑向載荷，所受軸向力較小，擬選用深溝球軸承6309，尺寸d×D×B=45mm×100mm×25mm，與滾動軸承相配合的軸頸為，配合為k6，定位軸肩為。與左軸承端蓋相關(guān)的軸段尺寸軸承端蓋厚度為40mm，帶輪端面與軸承端蓋螺釘頭的距離，該軸段直徑為44mm。確定各軸段的長度并繪制高速軸結(jié)構(gòu)草圖略圖中尺寸如下按彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核畫高速軸的受力圖圖8-3（a）所示為高速軸總受力圖；圖8-3（b）、(c)所示分別為水平平面和垂直平面受力圖。計算作用在軸上的力 齒輪1圓周力齒輪1徑向力齒輪1軸向力帶傳動壓軸力 計算作用于軸上的支座反力水平

12、平面內(nèi)校核無誤垂直面平面內(nèi)校核無誤繪制水平平面彎矩圖繪制垂直平面彎矩圖繪制合成彎矩圖繪制扭矩圖T=123346N·mm繪制當(dāng)量彎矩圖確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的界面B、C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。截面B截面C因此，高速軸的彎曲強度足夠。其實，界面B是安裝軸承的，有箱體的支撐，軸不容易在此彎曲。中間軸設(shè)計已經(jīng)確定的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸的材料選擇并確定彎曲應(yīng)力由表10-10選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由表12-1查得A=103126.由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A

13、=115由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑。設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸結(jié)構(gòu)草圖軸結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離遠大于2.5mm=6.25mm，因此設(shè)計成分離體，即齒輪3安裝在低速軸上，中間軸設(shè)計成普通階梯軸。顯然只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3和齒輪2及兩個齒輪配合的軸頭直徑為。與兩個齒輪配合的軸頭直徑為，兩齒輪之間以軸環(huán)定位，直徑為，寬b=20mm，兩齒輪的另一端各采用套筒定位；齒輪宇宙的鏈接選用普通平鍵，A型，b×h=20mm×12mm（GB/T1096-2003），槽深t=7.5mm，安裝齒輪3的鍵槽長L=80mm，安裝齒輪2的鍵槽長L=

14、70mm，軸上兩個鍵槽布置在同一母線方向上。預(yù)選滾動軸承并確定各軸段的直徑×D×B=55mm×120mm×29mm，與滾動軸承相配合的軸頸為，配合為k6，左軸承的右端和右軸承的左端均采用套筒定位，為。確定各軸段的長度并繪制中間軸的結(jié)構(gòu)草圖按彎曲-扭矩組合強度校核畫中間軸的受力圖圖8-5a,所示為中間軸總受力圖，圖8-5b、c所示分別為水平平面和垂直平面受力圖。計算作用在軸上的力齒輪2圓周力齒輪2徑向力齒輪2軸向力齒輪3圓周力齒輪3徑向力齒輪3軸向力計算作用于軸上的支座反力水平平面內(nèi)校核無誤垂直平面內(nèi)校核無誤繪制水平平面彎矩圖繪制垂直平面彎矩圖繪制合成彎矩

15、圖繪制扭矩圖T2=465494N·mm繪制當(dāng)量彎矩圖確定軸的危險截面并校核的強度由軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可以判斷，軸的截面D處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。截面D因此，中間軸的彎曲強度足夠低速軸設(shè)計重新計算低速軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力由表10-10選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS，許用彎曲應(yīng)力。按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑查表12-1，A=10.126.由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A=107由于最小軸段直徑安裝聯(lián)軸器，且直徑大于30mm，其截面上開有1個鍵槽，故將軸頸增大5%。故取標準直徑設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸結(jié)構(gòu)草圖軸結(jié)構(gòu)分

16、析低速軸設(shè)計成普通階梯軸，軸上的齒輪，一個軸承從軸伸出端裝如何拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸伸出端安裝的聯(lián)軸器，初選HL7型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-1995），公稱轉(zhuǎn)矩Ta=6300N·m，需用轉(zhuǎn)速，Y型軸孔，孔直徑為80mm，軸孔長度L1=132mm，總長度L=172mm。聯(lián)軸器與軸的鏈接選用普通平鍵，A型，b×h=22mm×14mm，（GB/T1096-2003），槽深t=9mm，長L=125mm，軸段直徑為，長為130mm，定位軸肩直徑為90mm,與軸承配合的軸頸直徑為85mm，需磨削，故應(yīng)設(shè)計砂輪越程槽直徑84mm×1mm

17、。齒輪與軸配合的軸頭直徑為110mm，配合為k6，定位軸肩直徑為直徑130mm,寬度15mm；齒輪與軸之間用普通平鍵連接，A型，b×h=28mm×16mm(GB/T1096-2003),槽深t=10mm,軸上兩個鍵槽布置在同一母線方向上。預(yù)選滾動軸承并確定各軸段的直徑根據(jù)軸的受力情況，主要是承受徑向載荷，所受軸向力較小，擬選用角接觸球軸承7018C，尺寸d×D×B=90mm×140mm×24mm，與滾動軸承相配合的軸頸直徑為85mm，配合為k6，定位軸最小直徑為90mm.確定與右軸承端蓋相關(guān)的軸段尺寸軸承端蓋厚度為40mm,.聯(lián)軸器端

18、面與軸承端蓋螺釘頭的距=30mm,該軸段直徑為84mm.確定各軸段的長度并繪制低速軸結(jié)構(gòu)草圖。略。安彎曲扭矩組合強度校核畫低速軸的受力圖圖8-7a所示為低速軸總受力圖；如圖8-7b、c所示分別問水平平面和垂直平面受力圖。計算作用在軸上的力齒輪4圓周力齒輪4徑向力齒輪4軸向力計算作用于軸上的支座反力水平平面內(nèi)校核無誤垂直面平面內(nèi)校核無誤繪制水平平面彎矩圖繪制垂直平面彎矩圖繪制合成彎矩圖繪制扭矩圖T=1481877N·mm繪制當(dāng)量彎矩圖確定軸的危險截面并校核軸的強度由軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖了可以判斷，軸的截面C處當(dāng)量彎矩最大，是軸的危險截面。因此，低速軸的彎矩強度足夠滾動軸承的選擇高速軸

19、滾動軸承作用在軸承上的載荷選擇滾動軸承型號前面已經(jīng)選擇滾動軸承6309，主要承受徑向載荷，同時也能承受一定的軸向載荷。由于工作溫度不太高，支點跨距較短，軸擬采用兩端單向固定式支承機構(gòu)。計算軸承的當(dāng)量動載荷軸承A因為則軸承B因為校核滾動軸承的壽命由于軸承B收的當(dāng)量動載荷較大，故軸承B進行校核由表16-8和表16-9可分別查得，軸承工作壽命按1.5年更換，Lh=16×300×1.5=7200h。高速軸軸承的工作壽命足夠。中間軸滾動軸承作用在軸承上的載荷選擇滾動軸承型號前面已經(jīng)選擇滾動軸承6311，主要承受徑向載荷，同時也能承受一定的軸向載荷。由于工作溫度不太高，支點跨距較短，軸

20、擬采用兩端單向固定式支承機構(gòu)。Cr=71500N，Cor=44800N計算軸承的當(dāng)量動載荷軸承A因為則軸承B因為則校核滾動軸承的壽命由于軸承B收的當(dāng)量動載荷較大，故軸承B進行校核由表16-8和表16-9可分別查得，軸承工作壽命按1.5年更換，Lh=16×300×1.5=7200h。中間軸軸承的工作壽命足夠。低速軸滾動軸承作用在軸承上的載荷選擇滾動軸承型號前面已經(jīng)選擇滾動軸承7018C，主要承受徑向載荷，同時也能承受一定的軸向載荷。由于工作溫度不太高，支點跨距較短，軸擬采用雙支點單向固定式支承機構(gòu)。Cr=62500N Cor=60200N計算軸承的當(dāng)量動載荷計算軸承內(nèi)部附加軸向力由表12-38知70000C型軸承內(nèi)部附加軸向力S=eFr；由表12-38查得，7018C軸承的e值由值確定，而Fa為之，故需要試算。初選因為N該對軸承面對面安裝，合力指向軸承A，軸承A被壓緊，軸承B被放松。所以壓緊端放松端鍵的選