課程設(shè)計-二級直齒圓柱減速器

1設(shè)計任務(wù)書設(shè)計要求與任務(wù)：裝配圖一張零件圖三張，設(shè)計任務(wù)書，設(shè)計說明書。設(shè)計一用于帶式運輸機的兩級斜齒園柱齒輪減速器。工作有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載起動、單班制工作，運輸帶允許速度誤差為５％，減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命五年。傳動簡圖如下圖所示。運送帶工作拉力F/N750運輸帶工作速度v/(m/s)3.0卷筒直徑D/mm3202傳動方案的分析和擬定3電機選擇3.1電動機類型的選擇按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。3.2選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)F=750N，V=3.0。則有：P===2.25KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為=式中，，，，分別為V,帶傳動效率,滾動軸承效率，齒輪傳動效率，三角帶傳動效率，卷筒效率=0.99，=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，則有：=0.86所以電動機所需的工作功率為：P===2.6KW取P=3.0KW3．3確定電動機的轉(zhuǎn)速工作機卷筒的轉(zhuǎn)速為n==方案號電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比ⅠY100L2-43.0150014307.993.4裝置運動動力參數(shù)計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比I=2）分配到各級傳動比i=3.223i=2.479傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算n=1430P=P=3.0KWT=9.55=9.55=20.03Nn=PT=n=P=T=n=PTnP=各軸運動和動力參數(shù)表軸號功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N）轉(zhuǎn)速（）電機軸320.0314301軸2.9719.83414302軸2.88161.983443.963軸2.795149.085179.05卷同軸2.739146.11179.054傳動零件的設(shè)計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計選用標準圓柱齒輪傳動。標準結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。4．1高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；初步計算：小齒輪用40，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB~286HB，平均取為260HB。大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB~286HB，平均取為240H齒面接觸疲勞強度計算初步計算選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得Z=772.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按公式：（1）確定公式中各數(shù)值1）試選K=1.3高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩：T=19.834N·M由表10-7得齒寬系數(shù)=1由表10-5得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP由圖10-20得區(qū)域系數(shù)=2.5由式10-9計算接觸疲勞強度系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=6.1776×109N2=N1/u=1.925×109由圖10-23查的小齒輪和大齒輪的疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由式10-14得[]==540MPa[]==523MPa取[]中較小的值為523MPa計算圓周速度計算齒寬bb==42.442mm2）計算實際荷載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)=1根據(jù)，7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)查表10-3得齒間荷載分配系數(shù)由表10-4查得可按實際荷載系數(shù)算得的分度圓直徑與齒輪模數(shù)3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試計算模數(shù)1）確定各參數(shù)值選計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)了修正系數(shù)由圖10-24c查的小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[]==303.57MPa[]==238.86MPa因為大齒輪的大于小齒輪，所以取0.0164（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬寬高比b/h=10.672)計算實際荷載系數(shù)KF由圖10-8查得動載系數(shù)由由表10-3與10-3得荷載系數(shù)為3）按實際荷載系數(shù)算得的齒輪模數(shù)得齒數(shù)4幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度考慮誤差小齒輪加寬5-10mm得5強度校核齒面接觸疲勞強度計算齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)了比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4.2低速級齒輪設(shè)計1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動；2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；初步計算：小齒輪用40，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB~286HB，平均取為260HB。大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB~286HB，平均取為240H齒面接觸疲勞強度計算1初步計算選小齒輪齒數(shù)為Z=24，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=得Z=772.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計按公式：（1）確定公式中各數(shù)值1）試選K=1.3高速軸1的輸入轉(zhuǎn)矩：T=61.983N·M由表10-7得齒寬系數(shù)=1由表10-5得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP由圖10-20得區(qū)域系數(shù)=2.5由式10-9計算接觸疲勞強度系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=1.9179×109N2=N1/u=7.7366×108由圖10-23查的小齒輪和大齒輪的疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,由式10-14得[]==540MPa[]==550MPa取[]中較小的值為540MPa計算圓周速度計算齒寬bb==239.618mm2）計算實際荷載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)=1根據(jù)，7級精度由圖10-8查得動載系數(shù)查表10-3得齒間荷載分配系數(shù)由表10-4查得可按實際荷載系數(shù)算得的分度圓直徑與齒輪模數(shù)3按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）試計算模數(shù)1）確定各參數(shù)值選計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得應(yīng)了修正系數(shù)由圖10-24c查的小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)[]==303.57MPa[]==238.86MPa因為大齒輪的大于小齒輪，所以取0.0164（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬寬高比b/h=10.672)計算實際荷載系數(shù)KF由圖10-8查得動載系數(shù)由由表10-3與10-3得荷載系數(shù)為3）按實際荷載系數(shù)算得的齒輪模數(shù)得齒數(shù)4幾何尺寸計算計算分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度考慮誤差小齒輪加寬5-10mm得5強度校核（1）齒面接觸疲勞強度計算189.8MP齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)了比標準齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。高速級低速級齒數(shù)48155183453中心距101.5477法面模數(shù)1.01.5壓力角齒寬b5548280274.5齒根高系數(shù)標準值11齒頂系數(shù)標準值0.250.25分度圓直徑48155274.5679.55軸的設(shè)計計算5.1.高速軸的的設(shè)計1有關(guān)參數(shù)高速軸上的功率P1=2.97KW高速軸的轉(zhuǎn)速n1=1430r/min高速軸的轉(zhuǎn)矩T1=19.843作用在齒輪上的力2初選軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表取初步估算軸的最小直徑，軸身有一個鍵槽，所以最小軸徑增大5%，所以輸入軸的最小直徑是15.0045mm又因為輸入軸與電動機相連，電動機輸出軸的軸徑為28mm。所以選擇聯(lián)軸器TL5（具體參數(shù)見聯(lián)軸器的選擇），初步確定軸的輸入最小直徑為25mm.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。軸在箱體內(nèi)的總長為200mm。軸的最右端與聯(lián)軸器相連，聯(lián)軸器的配合尺寸為=60mm,所以選擇鍵槽端為60mm.然后是一軸肩，一般為（0.07-0.1）d,因為選的是彈性套柱柱銷連軸器，所以與在箱體處的那段為長度A=45mm,軸徑取為28mm.2)初步選擇滾動軸承，軸承為深溝球軸承6206，長度為16mm,套筒長度為24mm該段的軸徑為30mm。3)第三段為齒輪端，該處取齒輪的寬度59mm，然后還有一段為光軸95.5mm,該處的軸徑為42mm.4）第四段為為安裝軸承與套筒處，所以長度為16+24=40mm。軸徑為30mm.5)軸的總長為339.5mm。4軸的校核軸的簡圖如圖所示：計算支承力1）水平面上2）垂直面上計算彎矩并作彎矩圖1）水平彎矩2)垂直彎矩3)合成彎矩4)計算轉(zhuǎn)矩當(dāng)量彎矩a=0.593.校核軸徑<所以該軸符合要求5.2中間軸的設(shè)計1輸入軸上的功率P2=2.881KW輸入軸的轉(zhuǎn)速n2=443.96r/min輸入軸的轉(zhuǎn)矩T2=61.9832作用在齒輪上的力1）大齒輪受力小齒輪受力3初選軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表取初步估算軸的最小直徑，軸身有兩個鍵槽，所以最小軸徑增大10%，所以輸入軸的最小直徑是29.57mm又因為輸入軸的軸端是兩個軸承，所以選擇軸徑為30mm,（軸承的選擇見后面）d.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（全軸都在箱體內(nèi)）1）最左端為軸承端軸承寬度為18.25mm，套筒長度為16mm,軸徑為35mm。2)然后是一個軸肩，取第二段的軸徑為45mm寬度為10.75mm的套筒。3)后一段為齒輪端，軸徑取50mm，長度為齒輪的寬度49mm。4)之后一段為齒輪小齒輪端，其軸徑取50mm，為便于安裝寬度取93mm.5)最后同軸承端長度為18.25mm的軸承加16mm的套筒再加2mm安裝余量6)軸的總長為234.5軸的草圖如下圖4軸的校核1)水平面受力同理得：2)垂直面受力如圖所示得：3）水平彎矩、垂直彎矩如圖所示4）合力距：5）扭矩：T=194600N-mm6）當(dāng)量彎矩：7）校核軸徑<50mm校核合格5.3低速軸的設(shè)計1初步確定軸的最小直徑估算軸的最小直徑查表5確定C=112值。單鍵槽軸徑應(yīng)增大即增大至（?。］斎胼S受扭段的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸徑。為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=,查[1]P193表11—1，取=1.3，則T==3=1.3908.64=1181.232N.m根據(jù)工作要求，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，由表選聯(lián)軸器型號為HL4，聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm，半聯(lián)軸器的外孔徑d=55mm,故取與輸出軸相連處d1-2=55mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm（J型孔），與軸段長度L=84mm.2按軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度Ⅰ段軸的長度及直徑應(yīng)略小于取。聯(lián)軸器右端用螺栓緊固軸端擋圈定位，由表按軸端直徑取擋圈直徑d=56Ⅱ段軸的尺寸Ⅱ處軸肩高度（?。?，則；為便于軸承端蓋拆卸，取。Ⅲ段軸的尺寸該處安裝軸承，故軸的直徑應(yīng)與軸承配合，查（表13.1選6013型軸承，其內(nèi)徑，外徑D=100,寬度B。，。Ⅳ段軸的尺寸Ⅳ處軸肩高度（?。?，取。Ⅴ段軸的尺寸Ⅴ處軸肩高度（?。?；軸肩寬度（取）。Ⅵ段軸的尺寸此處安裝齒輪，故其長度應(yīng)略小于齒輪寬度，；。Ⅶ段軸的長，低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離Δ=14mm,由于已選擇油潤滑，所以深溝球軸承位置應(yīng)距箱體內(nèi)壁距離s，取s=2mm，由于低速級大齒輪右端與左軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，故取L7’-8=19.5mm，d7-8=50mm4.2.33.3輸出軸的校核1）計算齒輪受力齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力對軸心產(chǎn)生的彎矩2）求支反力軸承的支點位置齒寬中心距左支點的距離齒寬中心距右支點的距離左支點水平面的支反應(yīng)力，右支點水平面的支反應(yīng)力，左支點垂直面的支反應(yīng)力右支點垂直面的支反應(yīng)力左支點的軸向支反力3）繪制彎矩圖和扭矩圖參見圖4-8圖4-8軸的受力分析圖截面C處水平彎矩截面C處