課程設(shè)計(jì)-二級(jí)直齒圓柱減速器

1設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)要求與任務(wù)：裝配圖一張零件圖三張，設(shè)計(jì)任務(wù)書，設(shè)計(jì)說(shuō)明書。設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)的兩級(jí)斜齒園柱齒輪減速器。工作有輕微振動(dòng)，經(jīng)常滿載、空載起動(dòng)、單班制工作，運(yùn)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(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖所示。運(yùn)送帶工作拉力F/N750運(yùn)輸帶工作速度v/(m/s)3.0卷筒直徑D/mm3202傳動(dòng)方案的分析和擬定3電機(jī)選擇3.1電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)。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(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)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(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為=式中，，，，分別為V,帶傳動(dòng)效率,滾動(dòng)軸承效率，齒輪傳動(dòng)效率，三角帶傳動(dòng)效率，卷筒效率=0.99，=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，則有：=0.86所以電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為：P===2.6KW取P=3.0KW3．3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為n==方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動(dòng)比ⅠY100L2-43.0150014307.993.4裝置運(yùn)動(dòng)動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比1）傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比I=2）分配到各級(jí)傳動(dòng)比i=3.223i=2.479傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算n=1430P=P=3.0KWT=9.55=9.55=20.03Nn=PT=n=P=T=n=PTnP=各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表軸號(hào)功率（KW）轉(zhuǎn)矩（N）轉(zhuǎn)速（）電機(jī)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(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)選用標(biāo)準(zhǔn)圓柱齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)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(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1）按要求的傳動(dòng)方案，選用圓柱直齒輪傳動(dòng)；2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用7級(jí)精度；初步計(jì)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(qiáng)度計(jì)算初步計(jì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)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(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。計(jì)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(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬bb==42.442mm2）計(jì)算實(shí)際荷載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)=1根據(jù)，7級(jí)精度由圖10-8查得動(dòng)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(shí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試計(jì)算模數(shù)1）確定各參數(shù)值選計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)計(jì)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?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取0.0164（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v齒寬寬高比b/h=10.672)計(jì)算實(shí)際荷載系數(shù)KF由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)由由表10-3與10-3得荷載系數(shù)為3）按實(shí)際荷載系數(shù)算得的齒輪模數(shù)得齒數(shù)4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑計(jì)算中心距計(jì)算齒輪寬度考慮誤差小齒輪加寬5-10mm得5強(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)了比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(jí)齒輪設(shè)計(jì)1）按要求的傳動(dòng)方案，選用圓柱直齒輪傳動(dòng)；2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故用7級(jí)精度；初步計(jì)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(qiáng)度計(jì)算1初步計(jì)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(qiáng)度設(shè)計(jì)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(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度系數(shù)由圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。計(jì)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(jì)算圓周速度計(jì)算齒寬bb==239.618mm2）計(jì)算實(shí)際荷載系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)=1根據(jù)，7級(jí)精度由圖10-8查得動(dòng)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(shí)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(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）試計(jì)算模數(shù)1）確定各參數(shù)值選計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)計(jì)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?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪，所以取0.0164（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度v齒寬寬高比b/h=10.672)計(jì)算實(shí)際荷載系數(shù)KF由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)由由表10-3與10-3得荷載系數(shù)為3）按實(shí)際荷載系數(shù)算得的齒輪模數(shù)得齒數(shù)4幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑計(jì)算中心距計(jì)算齒輪寬度考慮誤差小齒輪加寬5-10mm得5強(qiáng)度校核（1）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算189.8MP齒面接觸疲勞強(qiáng)度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)了比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降。（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)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(jí)低速級(jí)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(biāo)準(zhǔn)值11齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值0.250.25分度圓直徑48155274.5679.55軸的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1.高速軸的的設(shè)計(jì)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(gè)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?yàn)檩斎胼S與電動(dòng)機(jī)相連，電動(dòng)機(jī)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(jì)1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。軸在箱體內(nèi)的總長(zhǎng)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?yàn)檫x的是彈性套柱柱銷連軸器，所以與在箱體處的那段為長(zhǎng)度A=45mm,軸徑取為28mm.2)初步選擇滾動(dòng)軸承，軸承為深溝球軸承6206，長(zhǎng)度為16mm,套筒長(zhǎng)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(zhǎng)度為16+24=40mm。軸徑為30mm.5)軸的總長(zhǎng)為339.5mm。4軸的校核軸的簡(jiǎn)圖如圖所示：計(jì)算支承力1）水平面上2）垂直面上計(jì)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(jì)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(jì)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(gè)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?yàn)檩斎胼S的軸端是兩個(gè)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(jì)（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(zhǎng)度為16mm,軸徑為35mm。2)然后是一個(gè)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(zhǎng)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(zhǎng)度為18.25mm的軸承加16mm的套筒再加2mm安裝余量6)軸的總長(zhǎng)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(jì)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（?。?。輸入軸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(shí)選取聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計(jì)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(hào)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(zhǎng)度L=112mm（J型孔），與軸段長(zhǎng)度L=84mm.2按軸向定位要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度Ⅰ段軸的長(zhǎng)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（?。?，即；軸肩寬度（?。?。Ⅵ段軸的尺寸此處安裝齒輪，故其長(zhǎng)度應(yīng)略小于齒輪寬度，；。Ⅶ段軸的長(zhǎng)，低速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離Δ=14mm,由于已選擇油潤(rùn)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(jí)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(jì)算齒輪受力齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力對(duì)軸心產(chǎn)生的彎矩2）求支反力軸承的支點(diǎn)位置齒寬中心距左支點(diǎn)的距離齒寬中心距右支點(diǎn)的距離左支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力，右支點(diǎn)水平面的支反應(yīng)力，左支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力右支點(diǎn)垂直面的支反應(yīng)力左支點(diǎn)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