二級圓柱斜齒齒輪設(shè)計2458

機械設(shè)計設(shè)計說明書 8日學(xué)生姓名班學(xué)級號成績課程設(shè)計任務(wù)書機械工程學(xué)院材料成型專業(yè)班級熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器1完成期限：自2011年12月26日至2012年1月8日二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計；傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、三、每個學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨立完成以下任務(wù)：(1)減速機裝配圖1張；(2)零件工作圖2~3張；(3)設(shè)計說明書1份(6000~8000字)。工作內(nèi)容傳動系統(tǒng)總體設(shè)計減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書交圖紙并答辯[1]濮良貴，紀(jì)名剛.機械設(shè)計(第八版[M].北京：高等教育出版社，2005.[2]楊光.機械設(shè)計課程設(shè)計(第二版)[M].北京：高等教育出版社，2009.相關(guān)國家標(biāo)準(zhǔn)、設(shè)計手冊等起止日期12.2727-12.2812.29-1.7進(jìn)度安排主要參考資料內(nèi)容及任務(wù)指導(dǎo)老師(簽字)：系(教研室)主任(簽字)：2011年指導(dǎo)老師(簽字)：系(教研室)主任(簽字)：2011年11年月日2第一章設(shè)計任務(wù)書......................................錯誤!未定義書簽。第二章傳動方案的分析及擬定...........................錯誤!未定義書簽。第三章原動機的選擇...................................錯誤!未定義書簽。..............錯誤!未定義書簽。..............錯誤!未定義書簽。.錯誤!未定義書簽。...錯誤!未定義書簽。..................錯誤!未定義書簽。第四章傳動零件的設(shè)計計算............................錯誤!未定義書簽。......................錯誤!未定義書簽。4.2分配傳動比....................................錯誤!未定義書簽。........................錯誤!未定義書簽。......................錯誤!未定義書簽。......................錯誤!未定義書簽。.....................錯誤!未定義書簽。3V...................錯誤!未定義書簽。第六章齒輪設(shè)計......................................錯誤!未定義書簽。第七章軸的設(shè)計—22—第八章鍵的校核......................................錯誤!未定義書簽。第九章滾動軸承的壽命校核............................錯誤!未定義書簽。1設(shè)計任務(wù)書1.1課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容：設(shè)計熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器(其傳動系統(tǒng)簡42傳動方案的擬定器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。5有效功率需扭矩＝0.99××0.95×0.92—聯(lián)軸器效率(齒式)，＝0.99—圓柱齒輪(8級精度)傳動效率，＝0.9798d級斜齒圓柱齒輪傳動比i=8~40。則總傳動比i=16~160電動機轉(zhuǎn)速范圍為=i×n=(16~160)×46.41=742.56~7425.6r/min63Y100L2-4(將各軸從高速級到低速級依次編號為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸、Ⅳ軸)rmin===10.201i==3.642低速級傳動比i為i==2.8033n==473.33Ⅰn==130.04Ⅱn=n=46.41ⅣⅢPⅠPPⅡP==PdPⅠP≈2.375=2.3750.98≈2.2587P=P=2.258PⅣ=PⅢ=2.1460.98T=9550ⅠT=9550ⅡT=9550ⅢT=9550ⅣPⅡ/nⅡ=9550×2.258/130.04=165.825PⅢ/nⅢ=9550×2.146/46.41=441.592PⅣ/nⅣ=9550×2.082/46.41=428.423Ⅰ.33918ⅡⅢ1.592Ⅳ46.412.082428.4238應(yīng)使≧()min。小帶輪直徑選為=100mm2)計算大輪基準(zhǔn)直徑v=5~25m/s，最高不超過30m/s。1)初定中心距：1.5()=1.5×(100+315)=622.5mm2)計算帶的相應(yīng)的帶長：9a≈(3)、因，依文獻(xiàn)【2】查表8-5包角修正系數(shù)107.確定帶的初拉力(預(yù)緊力)：A帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)=100,=3153基準(zhǔn)長度(mm)中心距(mm)11初拉力(N)壓軸力(N)36.1、齒輪設(shè)計(1,2齒輪的設(shè)計)：(1)、依照傳動方案，本設(shè)計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。(3)、材料選擇：小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬質(zhì)為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。小齒輪齒數(shù)：z=24；12(5)、選取螺旋角，初選螺旋角b=14。。2KTu士1ZZ1φeu[σ]d之3t1φeu[σ]daH1)、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：由文獻(xiàn)【1】查表可知(1)(2)(3)(4)(5)Ha1a2aa1a2小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩121(6)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa12，E(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Z=600MPa；大Hlim1齒輪額接觸疲勞強度極限Z=550MPa。Hlim2(8)由式：N=60njL計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)h1hN(9)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.93;K=0.96。(10)計算解除疲勞許用應(yīng)力。H1SH2S(6)許用接觸應(yīng)力H22(1)、試算小齒輪分度圓直徑d，由計算公式得d3()2mm=42.29mmt3.64543(2)、計算圓周速度。13(3)、計算齒寬b。(4)、計算齒寬與齒高之比b h模數(shù)ntz241b42.29(5)、計算縱向重合度e。d1(6)、計算載荷系數(shù)K。A系數(shù)k=1.1；由表10-4查得K=1.45vHF由表10-3查得K=K=1.4。所以載荷系數(shù)HaFaK=KKKK=11.11.451.4=2.233AVHaH(7)、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得K2.23311tK1.4d=d3=42.2911tK1.4t(8)、計算模數(shù)m。n14nz2413、按齒根彎曲強度設(shè)計2KTYcos2YYmn32e.[Fad1aF1)、確定計算參數(shù)(1)、計算載荷系數(shù)。K=KKKK=11.11.41.4=2.156AVFaH(2)、根據(jù)縱向重合度e=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。(3)計算當(dāng)量齒數(shù)。z=z1=24=26.27z=z2=90=98.61(4)、查取齒形系數(shù)。FaFa2(5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)。(6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極(7)、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.82，K=0.88;FN1FN2(8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。15F1S1.5S []222.93F22)、設(shè)計計算nn658nndmm于是有11m2n1214、幾何尺寸計算(1)計算中心距16(2)、由計算得的中心距修正螺旋角因為b的值改變不大，所以參數(shù)e、K、Z等不必修正。abH(3)、計算大、小齒輪的分度圓直徑：d=1n==49.69mm(4)、計算齒輪寬度d1216.2、齒輪設(shè)計(3,4齒輪的設(shè)計)：(1)、依照傳動方案，本設(shè)計選用二級展開式斜齒圓柱齒輪傳動。(3)、材料選擇：小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬質(zhì)為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)、齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：z=20；34(5)、選取螺旋角，初選螺旋角b=14。。2KTu士1ZZ30eu[σ]d之3t230eu[σ]daH171)、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值：由文獻(xiàn)【1】查表可知(1)(2)(3)(4)(5)K=1.4取載荷tZHa1a2aa1a2表10-7選取寬系數(shù)表10-7選取寬系數(shù)d小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩2(6)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa12，E(7)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Z=600MPa；大Hlim3齒輪額接觸疲勞強度極限ZHlim4=550MPa。(8)由式：N=60njL計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)hh(9)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.91;K=0.92。NHN(10)計算解除疲勞許用應(yīng)力。H3SH4S(6)許用接觸應(yīng)力H2218(1)、試算小齒輪分度圓直徑d，由計算公式得d3(t2.8526(2)、計算圓周速度。3b(4)、計算齒寬與齒高之比3。h3模數(shù)ntz203ntb67.6639.173(5)、計算縱向重合度。d3(6)、計算載荷系數(shù)K。sA3系數(shù)k1.05；由表10-4查得K1.45vHF由表10-3查得KK1.4。所以載荷系數(shù)HF19K=KKKK=11.051.451.4=2.1315AVHaH(7)、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由公式得K2.1315d3=d3t3K=67.6631.4mm=77.84mmt(8)、計算模數(shù)m。nnz2033、按齒根彎曲強度設(shè)計2KTYcos2YYmn32.[Fad3aF1)、確定計算參數(shù)(1)、計算載荷系數(shù)。K=KKKK=11.051.41.4=2.058AVFaH(2)、根據(jù)縱向重合度=1.59，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88。(3)計算當(dāng)量齒數(shù)。z=z3=20=21.91z=z4=56=61.36s(4)、查取齒形系數(shù)。(5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)。20(6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲強度極(7)、由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88，K=0.89;FN3FN4(8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。FS1.5K0.89380FS1.5K0.89380FS1.5 []225.47F42)、設(shè)計計算nn觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=77.84mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有3m.5n213434、幾何尺寸計算(1)計算中心距(2)、由計算得的中心距修正螺旋角因為的值改變不大，所以參數(shù)、K、Z等不必修正。aH(3)、計算大、小齒輪的分度圓直徑：(4)、計算齒輪寬度d3437.1低速軸(軸Ⅲ)的設(shè)計KWrminNm441592N.mm，齒輪齒寬B=80mm，齒數(shù)=84，=而22軸向力的方向如圖7-1(a)所示。7-1(a)Ⅱ-Ⅲ的直徑=55mm；左端用軸擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=58mm。半聯(lián)232)初選軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸=55mm;而=22.75mm。軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒短于輪轂寬度，故取=76mm。5)軸承端蓋總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)考附圖)?？紤]到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段(3)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=76mm由文獻(xiàn)【1】表6-1(4)確定軸上圓角和倒角尺寸(2)計算作用于軸上的支反力24(1)計算軸的彎矩，并畫彎、扭矩圖(c)、(d)、(e)所示。(1)判斷危險截面25截面C處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面C(2)截面Ⅳ左側(cè)矩曲應(yīng)力矩應(yīng)力26(3)截面Ⅳ右側(cè)27擠p。ppkld4.55648