一级斜齿圆柱齿轮减速器p=4.5_n=175
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机械毕业设计课程设计
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一级斜齿圆柱齿轮减速器p=4.5_n=175,机械毕业设计课程设计
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机械设计课程设计任务书 一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计 二、具体要求 原始数据： 传动带鼓轮转速 n=175 r/min 鼓轮轴输入功率 P=4.5KW 使用年限年 三、传动方案 nts1传动方案的分析及论证 原理图如下图所示，该传动方案是常见的减速方案，高速级采用三角带轮传动，低速级采用一级圆柱齿轮减速器，该传动方案传递效率高，结构紧凑，制造简单，通用性好，承载能力强，具有过载保护能力，价格便宜，标准化程度高，能大幅降低成本。 V 带有缓冲吸振作用，能在 振动环境中工作，能减小振动对工作机及减速器带来的影响，减速器部分为闭式传动，传递效率高，不受环境灰尘影响。 2电动机选择 工作条件场合有三相电源，采用 Y系列三相交流异步电动机， 计算工作机所需功率： 4.5wp KW 工作机所需转速： 175 / m inn R 计算传动装置总效率： 23421 g V带传动效率 1 0.96 齿轮传动效率 2 0.97 联轴器效率 3 0.99 nts轴承效率 4 0.99 所以 0.9035 电动机的输出功率： Pd4 . 5 4 . 9 80 . 9 0 3 5Wd KwPP 取 5.5d KWP 选择电动机为 Y132S 4型 （见 2表 20-1） 技术数据：额定功率： 5.5（ Kw） 额定转速： 1440 （ minr ） 3. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 3.1 总传动比和各级传动比分配： 121440 8 . 2 2 9175mwni i in 总其中：2i为齿轮传动比， 1i 为 V带传动比， 取：122 .5 , 3 .2 9ii； 3.2 各轴传动装置的运动和动力参数 1）高速轴：1 2 31 5 . 1 7 5dP P k W ； 1 5 7 6 / m innr； 1115 . 1 7 59 5 5 0 9 5 5 0 8 5 . 8576PT N mn g； 2） 低速轴：2 2 3 1 4 . 9 7P P k W； 21 / 4 . 8 1 7 5 / m i nn n r； 2224 . 9 79 5 5 0 9 5 5 0 2 7 1 . 2175PT N mn g； 4. V 带传动的设计 1 确定计算功率 caPnts由书表 8-7 得： 1.1aK 故 5 . 5 1 . 1 6 . 0 5AcaP K P K w 2 选 V 带带型 根据 6.05caP Kw， 1440 m inrn 由 1图 8-11 得：选择 SPA 型带 3 确定带轮基准直径 d 并验算带速 v 1）由 1表 8-6 8-8 取小带轮基准直径 1 100dd m m 2）验算带速 v： 11 3 . 1 4 1 0 0 1 4 4 0 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnv m s 因为 5 3 0mmvss 所以合适 3）根据 1 8-15a 得： 21 250ddd d i m m 由 1表 8-8 ，确定为 250mm 4 确定 V 带中心距 a 和基准长度 dL 据式 1 2 0 1 20 . 7 ( ) 2 ( )d d d dd d a d d 0 ( 2 4 5 , 7 0 0 )a m m 取 0 600a mm 由 1式 8-22，计算所需基准长度 2210 0 1 2 0()2 ( ) 1 7 5 8 . 824 ddd d d ddL a d d m ma 选取基准长度 1800dL m m 按 1式 8-23，计算实际中心距 00 1 8 0 0 1 7 5 8 . 86 0 0 6 2 0 . 5 622ddLLa a m m 变动范围 m i n 0 . 0 1 5 5 9 3 . 5 6da a L m m m a x 0 . 0 3 6 7 4 . 5 6da a L m m 5 验算小带轮的包角 21 5 7 . 31 8 0 ( ) 1 6 6 . 1 9 0dddd a 6 计算带的根数 1）计算单根 rP 由 1 100dd m m 和 1440 m inrn 根据 1表 8-4a 得 0 1.93P Kw 根据 1440 m inrn ， 2.5i ， SPA 型带，由 1表 8-4b 得 0 0.4P Kw 1表 8-5 得： 0.95K ，表 8-2 得： 0.95LK ntsr 0 0P ( ) 2 . 1LP P K K K w 2） V 带根数 r 2 .3 4PcaPZ 根 取 Z 3 7 计算单根 V 带的初拉力的最小值 根据 1表 8-3 SPA 型带取 0 .1 2 kgq m 所以 20 m i n 5 0 0 ( 2 . 5 )( ) 3 3 1 . 4 3caKPF q v NK Z v 8 计算压轴力 pF 1m i n 0 m i n( ) 2 ( ) s i n 1 3 4 0 . 6 92pF Z F N 5.齿轮传动设计 (斜齿传动） 5.1 选精度等级、材料及齿数 1）为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 小齿轮材料： 45 钢调质 HBS1=280 接触疲劳强度极限 6001lim H MPa （由 1P207 图 10-21d） 弯曲疲劳强度极限1 550FE Mpa （由 1P204 图 10-20c） 大齿轮材料： 45 号钢正火 HBS2=240 接触疲劳强度极限 5502lim H MPa （由 1P206 图 10-21c） 弯曲疲劳强度极限 3802 FE Mpa （由 1P204 图 10-20b） 2）精度等级选用 7 级精度 3）初选小齿轮齿数1 21Z 大齿轮齿数 Z2 = Z1 hi= 213.29=69.1 取 70 4）初选螺旋角 15t 按齿面接触强度设计 计算公式： 3211 12 HHEdtt ZZuuTKd （由 1P216 式 10-21） 1）确定公式内的各计算参数数值 nts初选载荷系数 6.1tK小齿轮传递的转矩1 8 5 7 9 9 .6TTN mm 齿宽系数 0.1d（由 1P201 表 10-7） 材料的弹性影响系数 8.189EZ Mpa1/2 （由 1P198 表 10-6） 区域系数 2.42HZ （由 1P215 图 10-30） 78.01 ， 2 0.88 （由 1P214 图 10-26） 12 1 . 6 6 应力循环次数 116 0 6 0 5 7 6 1 ( 2 8 3 0 0 6 )hN n j L 89.95 10 9 812 1 . 3 1 0 3 . 0 2 1 03 . 2 9hNN i 接触疲劳寿命系数1 0.93HNK 2 0.94HNK （由 1P203 图 10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数 1HS 1 l i m 11 0 . 9 3 6 0 0 5 6 41H N HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 4 5 5 0 5 1 71H N HH K M P aS 取 517H M p a 1 计算 （ 1）试算小 齿轮分度圆直径td13 21 )(12HEHdtt ZZTKd 23 2 1 . 6 8 5 7 9 9 . 6 3 . 2 9 1 2 . 4 2 1 8 9 . 8()1 . 0 1 . 6 6 3 . 2 9 5 1 7 nts=55.44mm （ 2）计算圆周速度 1 5 5 . 4 4 5 7 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv 1.67mm/s （ 3）计算齿宽 b 及模数 mnt 1 1 . 0 5 5 . 4 4 5 5 . 4 4dtbd mm 11c o s 5 5 . 4 4 c o s 1 4 2 . 5 4 924tntdm Z 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 5 4 9 5 . 7 3 5nth m m m b/h=9.66 4计算纵向重合度=2.0932 （ 5） 计算载荷系数 HHVAH KKKKK 错误 !未找到引用源。 使用系数 AK 根据电动机驱动得 0.1AK 错误 !未找到引用源。 动载系数VK根据 v=1.67m/s、 7 级精度 1 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK根据小齿轮相对支承为对称布置、 7 级精度、d=1.0、 55.44b mm，得 bK ddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 =1.42 错误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FKnts 根据 b/h=9.66、 42.1HK42.1FK错误 !未找到引用源。 齿向载荷分配系数HK、FK假设 mmNbFKtA /100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 45.1 FH KK HHVAH KKKKK =2.267 （ 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d 3311 / 5 5 . 4 4 2 . 2 6 7 / 1 . 6 6 2 . 2 4t H td d K K mm （ 7） 计算模数nm211c o s 6 2 . 2 4 c o s 1 4 2 . 7 721ndmz o 三 按齿根弯曲强度设计 3m a x212c o s2 FSaFadnYYZYKTm 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 2 . 2 6A V F FK K K K K （ 2）螺旋角影响系数Y根据纵向重合系数 2.0932，得 Y 0.91 （ 3）弯曲疲劳系数 KFN nts 得 86.01 FNK 2 0.87FNK （ 4）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.2 得 111 3 5 8 . 3 3F N F EF K M P aS 222 2 7 5 . 5F N F EF K M P aS （ 5）计算当量齿数 ZV 11 3321 2 3 . 3c o s c o s 1 4V ZZ 取 24 22 3370 7 7 . 6 7c o s c o s 1 4V ZZ 取 78 （ 6）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS 得 57.21 FaY 16.22 FaY 1 1.59SaY 2 1.82SaY （ 7）计算大小齿轮的Y YFa SaF 并加以 比较 1110 . 0 1 4 2 5 4F a S aFYY 2220 . 0 1 4 2 6 9F a S aFYY 比较 111 FSaFa YY 222FSaFa YY所以大齿轮的数值大，故取 0.014269。 nts 2 计算 3m a x212c o s2 F SaFadn YYZYKTm =1.86mm 取 2 四 分析对比计算结果 对比 计算结果，取mn=2 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的 d1=来计算应有的 1Z 2Z 11 c o s 6 2 . 2 4 c o s 1 4 3 0 . 0 62 . 0ndZ m 取 1Z 31 21 3 . 2 9 3 1 1 0 3Z u Z 取 2Z 103 需满足 1Z 、 2Z 互质 五 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a 12() ( 3 1 1 0 3 ) 2 1 3 8 . 7 32 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m 将 a 圆整为 140mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 12()a r c c o s 1 6 . 8 3 52 nZ Z ma o 3 计算大小齿轮的分度圆直径 d1、 d2 11 3 1 2 6 4 . 7 7 6c o s c o s 1 6 . 8 3 5nZmd omm 22 1 0 3 2 . 0 2 1 5 . 2 2 4c o s c o s 1 6 . 8 3 5nZmd omm nts 4计算齿宽度 B=3 1 . 0 6 4 . 7 7 6 4 . 7 7d d mm 取 B1=70mm， B2 65mm 6 轴的设计 6.1 高速轴 的设计 1） .已知输入轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 1）高速轴：1 2 31 5 . 1 7 5dP P k W ； 1 5 7 6 / m innr； 1115 . 1 7 59 5 5 0 9 5 5 0 8 5 . 8576PT N mn g； 材料：选用 45 号钢调质处理。查课本第 230 页表 14-2 取 35M pa C=108。 2） 确定轴的最小直径 3m i n 5 . 21 0 8 2 2576d m m ，（外伸轴， C=108），根据联轴器参数选择 min 25d mm； 轴最小直径处与带轮配合，取配合的毂孔长度 L 38mm 3）结构设计 1）拟定轴上零件的装配方 采用图示的装配方案 4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d2=d1+（ 35） mm 2 28d 因为带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册 85 页表 7-12 取 2 28d ， L2=m+e+l+5=55。 d3=d2+(23)mm， 3d 段装配轴承且 32dd ，所以查手册 62 页表 6-1 取 3 30d 。选用 30306 轴承。 ntsL3=B+ 3 +2=21。 4d 段主要是定位轴承， d4=d3+（ 510） mm， 取 4 37d 。 L4 根据箱体内壁线确定后在确定。 5d 齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 4 1 2 . 52fdde t m m 查手册 51 页表 4-1 得：不做成齿轮轴形式 6d 段装配轴承所以 6330dd 5)校核该轴： L1=63.3 L2=63.3 作用在齿轮上的圆周力为：112 2649tTFNd 径向力为 1 0 0 7 . 4rtF F t g N 轴向力 8 0 1 . 6F a F t t g N 求垂直面的支反力： 21121 7 7 . 7rV lFFNll 21 1185V r VF F F N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 1 1 1 1 1 . 2 .vvM F l N m 2 2 2 7 5 .vvM F l N m 求水平面的支承力： 21121324HtlFFll N 211324H t HF F F N 求并绘制水平面弯矩图： 11 4 8 3 . 7 .HHM F l N m求合成弯矩图： 2211 8 4 . 6 .VHM M M N m 2222 1 1 2 . 5 .VHM M M N m 求危险截面当量弯 矩： nts从图可见， m-m 处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数 0.6 ） 22( ) / 2 4 . 4aM T W M p a 所以该轴是安全的。 6.2 低速轴的设计 低速轴的设计： 确定各轴段直径 计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式 14-2 得： 23123 2 . 9Pd C m mn 同时，需要选取联轴器，跟据联轴器孔 径来确定轴径， CAT K T 查 2 269 表 17-1 取 1.5AK 1 . 5 2 7 1 . 2 4 0 6 . 8CAT K T N m 查手册 94 页表 8-7 选用型号为 HL3 的弹性柱销联轴器。 并且考虑到该轴段上开有键槽，因此取 1 35d mm,长度 L1 58mm. 为使联轴器轴向定位，在 外伸端设置轴肩，则第二段轴径2 42d mm。查手册 85 页表 7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取2 42d mm。 设计轴段 3d ，为使轴承装拆方便，查手册 62 页，表 6-1，取 ，采用挡油环给轴承定位。选轴承 30309。3745ddmm ,L3=51.8mm 设计轴段4d，考虑到挡油环轴向定位，故取4 50d , L4=61mm 设计另一端轴颈6d，取5 59d mm，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 确定各轴段长度。 1l有联轴器的尺寸决定1 58l L m m(后面将会讲到 ). 2 5 5 0l m e L nts因为2 2 5 4 2 5 1 0 1 9m L B m m ,所以 2 5 5 0l m e L m m 其它各轴段长度由结构决定。 （ 4）校核该轴和轴承： 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力： 242 2649tTFNd径向力： 2 6 4 9 2 0 1 0 0 7 . 4rtF F t g t g N 轴向力： 801.6aFN求水平面的支承力。 21121 3 2 4 . 6tH lFFNll 21 1 3 2 4 . 6H t HF F F N 计算、绘制水平面弯矩图。 1 8 8 .7 .HM N m求垂直面的支反力： 2112/2 1 4 3 . 9raVl F F dFNll 21 1 1 5 1 . 3V r VF F F N 计算垂直弯矩： 1 2 2 9 . 6 .vvM F l N m2 2 2 7 6 . 7 .vvM F l N m合成弯矩。 1 8 8 .7 .M N m2 116.9 .M N m扭转切应力 是脉动循环变应力，则折合系数 0.6 ，则 轴的计算应力： 13 1 6 . 0 2caMT M p aW nts轴的材料为 45 钢，调质处理，由（ 2）表 15-1 查得： 1 60M p a ，因此 1ca，故安全。 六精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 校核危险截面左侧： 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 0 6 4 0 0W d m m 抗扭截面系数： 330 . 2 1 2 8 0 0TW d m m弯矩及弯曲应力： 42532M N m m 6 . 6 5b M M p aW 扭矩及扭转切应力： 271191T N m m 2 1 . 2T TT M p aW 轴的材料为 45 钢，调质处理，由（ 2）表 15-1 查得： 640b M pa ， 1 275M p a ， 1 155M pa 应力集中系数： 2 0 .0 0 450rd ， 59 1 .0 850Dd ，查附表 3-2 得： 2.0 ，1.31T 由附表 3-1 得轴的敏性系数为： 0.82q ， 0.85q故有效应力集中系数： 1 1 1 . 8 2kq 1 1 1 . 2 6kq 35 由附图 3-2 得尺寸系数： 0.67 由附图 3-3 得扭转尺寸系数： 0.82 查附图 3-4 表面质量系数为： 0 .9 2轴未经表面强化处理，则： 1q 综合系数值： 1 1 . 8 2 11 1 2 . 8 00 . 6 7 0 . 9 2kK nts 1 1 . 2 6 11 1 1 . 6 2 70 . 8 2 0 . 9 2kK 碳钢的特性系数： 0.1 0.2 :，取： 0.1 5 0 .0 5 0 .1 :，取： 0.08 则计算安全系数caS，得： 1 1 4 . 7 6amS K 1 4 . 2 8amS K 22 4 . 1 1 1 . 5caSSSSSS 轴左截面安全 3校 核危险截面右侧 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 5 0 1 2 5 0 0W d m m 抗扭截面系数： 330 . 2 2 5 0 0 0TW d m m弯矩及弯曲应力： 42532M N m m 3 . 4b M M p aW 扭矩及扭转切应力： 2 7 1 1 9 1 . 8T N m m 1 0 . 8T TT M p aW 过盈配合处的 k值，由附表 3-8 用插入法求出，并取 0 .8kk ，于是得： 3.1k ， 2.48k 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 0 .9 2故得综合系数为： nts 1 1 3 . 1 8 7kK 1 1 2 . 5 6 7kK 所以轴在危险截面右侧的安全系数为： 1 2 5 . 4amS K 1 5 . 4amS K 22 5 . 2 7 1 . 5caSSSSSS 故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。 （ 5） 7、轴承的校核 1 低速轴轴承校核 由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴 轴承 30309 的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力 221 1 1 1332r H VF F F N ， 222 2 2 1755r H VF F F N 查 1表 15-1，得 Y=1.6， e=0.37， kNC r 0.63 派生力 11 4 7 5 . 82 rd FFNY， 22 6 2 6 . 82 rd FFNY轴向力 801.4aF ，右侧轴承压紧 由于111 2 7 7 . 4 7a d dF F N F ， 所以轴向力为1 1 2 7 7 .4aFN，2 626.8aFN当量载荷 由于110 .9 5arF eF ， 220 .3 5 7arF eF ， 所以 4.0AX ， 6.1AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 1.1pf，故当量载荷为 1 1 1( ) 2 8 3 4 . 5p A r A aP f X F Y F N ， 2 2 2( ) 1 9 3 0 . 5p B r B aP f X F Y F N nts轴承寿命的校核 6 613110 ( ) 5 . 5 1 0 3 4 5 6 060hCrL h hnP 6 623210 ( ) 1 . 9 9 1 0 3 4 5 6 060hCrL h hnP 8 键的设计与校核 : （ 1）低速轴齿轮处的键校核： 因为 d=50 装联轴器查课本 153 页表 10-9 选键为 :14 9bh查课本 155 页表10-10 得 1 0 0 1 2 0b : 因为 L1=90初选键长为 ,校核 34 4 2 7 1 . 2 1 0 5 7 . 45 0 5 6 1 8 9 bT M p ad l h 所以所选键为 : : 2 0 1 2 9 0b h l 安全合格。 （ 3）低速轴联轴器处的键校核： 因为 d=80 装联轴器查课本 153 页表 10-9 选键为 :10 8bh查课本 155 页表10-10 得 1 0 0 1 2 0b : 因为 L1=56初选键长为 ,校核 34 4 2 7 1 . 2 1 0 5 8 . 95 0 5 6 1 0 8 bT M p ad l h 所以
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