一級斜齒圓柱齒輪減速器p=4.5_n=175

一級斜齒圓柱齒輪減速器p=4.5_n=175,一級,圓柱齒輪,減速器,_n 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 一、設(shè)計題目 帶式運輸機的減速傳動裝置設(shè)計 二、具體要求 ⑴ 原始數(shù)據(jù)： 傳動帶鼓輪轉(zhuǎn)速n=175 r/min 鼓輪軸輸入功率P=4.5KW 使用年限６年 三、傳動方案 1．傳動方案的分析及論證 原理圖如下圖所示，該傳動方案是常見的減速方案，高速級采用三角帶輪傳動，低速級采用一級圓柱齒輪減速器，該傳動方案傳遞效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，制造簡單，通用性好，承載能力強，具有過載保護能力，價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，能大幅降低成本。 V帶有緩沖吸振作用，能在振動環(huán)境中工作，能減小振動對工作機及減速器帶來的影響，減速器部分為閉式傳動，傳遞效率高，不受環(huán)境灰塵影響。 2．電動機選擇 工作條件場合有三相電源，采用Y系列三相交流異步電動機， 計算工作機所需功率： 工作機所需轉(zhuǎn)速： 計算傳動裝置總效率： V帶傳動效率 齒輪傳動效率 聯(lián)軸器效率 軸承效率 所以 電動機的輸出功率： 取 選擇電動機為Y132S－4型 （見［2］表20-1） 技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率：5.5（） 額定轉(zhuǎn)速：1440 （） 3. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算 3.1 總傳動比和各級傳動比分配： 其中：為齒輪傳動比， 為V帶傳動比， ?。?； 3.2 各軸傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1）高速軸：； ； ； 2） 低速軸：； ； ； 4. V帶傳動的設(shè)計 1 確定計算功率 由書表8-7得： 故 2 選V帶帶型 根據(jù)， 由〔1〕圖8-11得：選擇SPA型帶 3 確定帶輪基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v 1）由〔1〕表8-6 8-8 取小帶輪基準(zhǔn)直徑 2）驗算帶速v： 因為 所以合適 3）根據(jù)〔1〕8-15a得： 由〔1〕表8-8 ，確定為250mm 4 確定V帶中心距a和基準(zhǔn)長度 據(jù)式 取 由〔1〕式8-22，計算所需基準(zhǔn)長度 選取基準(zhǔn)長度 按〔1〕式8-23，計算實際中心距 變動范圍 5 驗算小帶輪的包角 6 計算帶的根數(shù) 1）計算單根 由和根據(jù)〔1〕表8-4a得 根據(jù)，，SPA型帶，由〔1〕表8-4b得 〔1〕表8-5得：，表8-2得： 2） V帶根數(shù) 根 取Z＝3 7 計算單根V帶的初拉力的最小值 根據(jù)〔1〕表8-3 SPA型帶取 所以 8 計算壓軸力 5.齒輪傳動設(shè)計(斜齒傳動） 5.1 選精度等級、材料及齒數(shù) 1）為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪 小齒輪材料：45鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280 接觸疲勞強度極限MPa （由[1]P207圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20c） 大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=240 接觸疲勞強度極限 MPa （由[1]P206圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由[1]P204圖10-20b） 2）精度等級選用7級精度 3）初選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 21×3.29=69.1 取 70 4）初選螺旋角 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： （由[1]P216式10-21） 1）確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值 初選載荷系數(shù) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm 齒寬系數(shù) （由[1]P201表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由[1]P198表10-6） 區(qū)域系數(shù) （由[1]P215圖10-30） ， （由[1]P214圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞壽命系數(shù) （由[1]P203圖10-19） 接觸疲勞許用應(yīng)力 取安全系數(shù) ∴ 取 1． 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑 =55.44mm （2）計算圓周速度 1.67mm/s （3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm b/h=9.66 ﹙4﹚計算縱向重合度 =2.0932 （5） 計算載荷系數(shù) ① 使用系數(shù) <由[1] P190表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得 ② 動載系數(shù) <由[1] P192表10-8> 根據(jù)v=1.67m/s、 7級精度 1 ③ 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P194表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為對稱布置、7級精度、=1.0、 mm，得 =1.42 ④ 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由[1]P195圖10-13> 根據(jù)b/h=9.66、 ⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、 <由[1]P193表10-3> 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃樱? ∴=2.267 （6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由[1]P200式(10-10a)> mm （7） 計算模數(shù) 三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由[1]P198式(10-5)> 1 確定計算參數(shù) （1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由[1]P215圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得 0.91 （3）彎曲疲勞系數(shù)KFN <由[1]P202圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得 （5）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV 取24 取78 （6）查取齒型系數(shù)YFα 應(yīng)力校正系數(shù)YSα <由[1]P197表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 < 所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.014269。 2 計算 =1.86mm 取2 四 分析對比計算結(jié)果 對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=來計算應(yīng)有的 取31 取103 需滿足、互質(zhì) 五 幾何尺寸計算 1 計算中心距阿a 將a圓整為140mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角β 3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 mm mm 4計算齒寬度 B=mm 取B1=70mm，B2＝65mm 6 軸的設(shè)計 6.1高速軸的設(shè)計 1）.已知輸入軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速n 和轉(zhuǎn)矩T 1）高速軸：； ； ； 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=108。 2） 確定軸的最小直徑 ，（外伸軸，C=108），根據(jù)聯(lián)軸器參數(shù)選擇 ； 軸最小直徑處與帶輪配合，取配合的轂孔長度L ＝38mm 3）結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬定軸上零件的裝配方 采用圖示的裝配方案 4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 d2=d1+（3~5）mm 因為帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取，L2=m+e+l+5=55。 d3=d2+(2~3)mm，段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用30306軸承。 L3=B++2=21。 段主要是定位軸承，d4=d3+（5~10）mm，取。L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定后在確定。 齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸： m查手冊51頁表4-1得：不做成齒輪軸形式 段裝配軸承所以 5)校核該軸： L1=63.3 L2=63.3 作用在齒輪上的圓周力為： 徑向力為 軸向力 求垂直面的支反力： 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖： 求水平面的支承力： N N 求并繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖： 求危險截面當(dāng)量彎矩： 從圖可見，m-m處截面最危險，其合成彎矩為：（取折合系數(shù)） 所以該軸是安全的。 6.2低速軸的設(shè)計 低速軸的設(shè)計： ⑴確定各軸段直徑 ①計算最小軸段直徑。 因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2得： 同時，需要選取聯(lián)軸器，跟據(jù)聯(lián)軸器孔徑來確定軸徑， 查〔2〕269表17-1取查手冊94頁表8-7選用型號為HL3的彈性柱銷聯(lián)軸器。 并且考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取 ,長度L1＝58mm. ②為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設(shè)置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值，因此取。 ③設(shè)計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承30309。mm ,L3=51.8mm ④設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取, L4=61mm ⑤設(shè)計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 ⑵確定各軸段長度。 有聯(lián)軸器的尺寸決定(后面將會講到). 因為,所以 其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。 （4）．校核該軸和軸承： 求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當(dāng)量彎矩。 作用在齒輪上的圓周力： 徑向力： 軸向力： 求水平面的支承力。 計算、繪制水平面彎矩圖。 求垂直面的支反力： 計算垂直彎矩： 合成彎矩。 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力，則折合系數(shù)，則 軸的計算應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（2）表15-1查得：，因此 ，故安全。 六．精確校核軸的疲勞強度 判斷危險截面 校核危險截面左側(cè)： 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎矩及彎曲應(yīng)力： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（2）表15-1查得： ，， 應(yīng)力集中系數(shù)：，，查附表3-2得：， 由附表3-1得軸的敏性系數(shù)為： ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)： 35 由附圖3-2得尺寸系數(shù)： 由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)： 查附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理，則： 綜合系數(shù)值： 碳鋼的特性系數(shù)： ，?。? ，?。? 則計算安全系數(shù)，得： 軸左截面安全 3．校核危險截面右側(cè) 抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 彎矩及彎曲應(yīng)力： 扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取 ，于是得： ， 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為： 故得綜合系數(shù)為： 所以軸在危險截面右側(cè)的安全系數(shù)為： 故該軸在危險截面的右側(cè)的強度也是足夠的。（5）． 7、軸承的校核 1 低速軸軸承校核 由于低速軸受力最大，傳遞轉(zhuǎn)矩最大，本文只校核低速軸 軸承30309的校核 求兩軸承受到的徑向載荷 徑向力， 查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37， 派生力， 軸向力，右側(cè)軸承壓緊 由于， 所以軸向力為， 當(dāng)量載荷 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為 ， 軸承壽命的校核 8 鍵的設(shè)計與校核: （1）低速軸齒輪處的鍵校核： 因為d=50裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得 因為L1=90初選鍵長為,校核所以所選鍵為: 安全合格。 （3）低速軸聯(lián)軸器處的鍵校核： 因為d=80裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得 因為L1=56初選鍵長為,校核所以所選鍵為: 安全合格。 9. 潤滑方式的確定 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。 10箱體尺寸 由［機械設(shè)計課程設(shè)計手冊p173］查得 箱體尺寸: 由［2］p173查得 箱座壁厚：， 所以，取。 箱蓋壁厚：，所以，取。 箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度： 箱座、箱蓋的肋厚： 軸承旁凸臺的半徑： 軸承蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑? 中心高： ?。?； 地腳螺釘?shù)闹睆剑海ㄒ驗椋海?；?shù)目：4。 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：； 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓的直徑： 軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑簲?shù)目：4； 窺視孔蓋板螺釘?shù)闹睆剑骸? 至箱外壁的距離： 至凸緣邊緣的距離：。 外箱壁到軸承座端面的距離：。 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：，?。骸? 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：，?。骸? 致謝 參考文獻(xiàn)： ［1］徐錦康 主編 《機械設(shè)計》 機械工業(yè)出版社 2003 ［2］陸玉 何在洲 佟延偉 主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計》第3版 機械工業(yè)出版社 2005 [3] 機械設(shè)計手冊編輯委員會.機械設(shè)計手冊（1-2）第三版[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004