课程设计-二级直齿圆柱减速器

1设计任务书设计要求与任务：装配图一张零件图三张，设计任务书，设计说明书。设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。传动简图如下图所示。运送带工作拉力F/N750运输带工作速度v/(m/s)3.0卷筒直径D/mm3202传动方案的分析和拟定3电机选择3.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=750N，V=3.0。则有：P===2.25KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=式中，，，，分别为V,带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，三角带传动效率，卷筒效率=0.99，=0.99，=0.98，=0.97，=0.96，则有：=0.86所以电动机所需的工作功率为：P===2.6KW取P=3.0KW3．3确定电动机的转速工作机卷筒的转速为n==方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比ⅠY100L2-43.0150014307.993.4装置运动动力参数计算传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比I=2）分配到各级传动比i=3.223i=2.479传动装置的运动和动力参数计算n=1430P=P=3.0KWT=9.55=9.55=20.03Nn=PT=n=P=T=n=PTnP=各轴运动和动力参数表轴号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴320.0314301轴2.9719.83414302轴2.88161.983443.963轴2.795149.085179.05卷同轴2.739146.11179.054传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角，齿顶高系数，顶隙系数。4．1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；初步计算：小齿轮用40，调质处理，硬度241HB~286HB，平均取为260HB。大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB~286HB，平均取为240H齿面接触疲劳强度计算初步计算选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=772.按齿面接触疲劳强度设计按公式：（1）确定公式中各数值1）试选K=1.3高速轴1的输入转矩：T=19.834N·M由表10-7得齿宽系数=1由表10-5得材料的弹性影响系数Z=189.8MP由图10-20得区域系数=2.5由式10-9计算接触疲劳强度系数由图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=6.1776×109N2=N1/u=1.925×109由图10-23查的小齿轮和大齿轮的疲劳寿命系数取失效概率为1%安全系数S=1,由式10-14得[]==540MPa[]==523MPa取[]中较小的值为523MPa计算圆周速度计算齿宽bb==42.442mm2）计算实际荷载系数由表10-2查得使用系数=1根据，7级精度由图10-8查得动载系数查表10-3得齿间荷载分配系数由表10-4查得可按实际荷载系数算得的分度圆直径与齿轮模数3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试计算模数1）确定各参数值选计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应了修正系数由图10-24c查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数[]==303.57MPa[]==238.86MPa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取0.0164（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽宽高比b/h=10.672)计算实际荷载系数KF由图10-8查得动载系数由由表10-3与10-3得荷载系数为3）按实际荷载系数算得的齿轮模数得齿数4几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑误差小齿轮加宽5-10mm得5强度校核齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应了比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4.2低速级齿轮设计1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；初步计算：小齿轮用40，调质处理，硬度241HB~286HB，平均取为260HB。大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB~286HB，平均取为240H齿面接触疲劳强度计算1初步计算选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=772.按齿面接触疲劳强度设计按公式：（1）确定公式中各数值1）试选K=1.3高速轴1的输入转矩：T=61.983N·M由表10-7得齿宽系数=1由表10-5得材料的弹性影响系数Z=189.8MP由图10-20得区域系数=2.5由式10-9计算接触疲劳强度系数由图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=1.9179×109N2=N1/u=7.7366×108由图10-23查的小齿轮和大齿轮的疲劳寿命系数取失效概率为1%安全系数S=1,由式10-14得[]==540MPa[]==550MPa取[]中较小的值为540MPa计算圆周速度计算齿宽bb==239.618mm2）计算实际荷载系数由表10-2查得使用系数=1根据，7级精度由图10-8查得动载系数查表10-3得齿间荷载分配系数由表10-4查得可按实际荷载系数算得的分度圆直径与齿轮模数3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试计算模数1）确定各参数值选计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应了修正系数由图10-24c查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数[]==303.57MPa[]==238.86MPa因为大齿轮的大于小齿轮，所以取0.0164（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽宽高比b/h=10.672)计算实际荷载系数KF由图10-8查得动载系数由由表10-3与10-3得荷载系数为3）按实际荷载系数算得的齿轮模数得齿数4几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑误差小齿轮加宽5-10mm得5强度校核（1）齿面接触疲劳强度计算189.8MP齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应了比标准齿轮有所下降。（2）齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。高速级低速级齿数48155183453中心距101.5477法面模数1.01.5压力角齿宽b5548280274.5齿根高系数标准值11齿顶系数标准值0.250.25分度圆直径48155274.5679.55轴的设计计算5.1.高速轴的的设计1有关参数高速轴上的功率P1=2.97KW高速轴的转速n1=1430r/min高速轴的转矩T1=19.843作用在齿轮上的力2初选轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表取初步估算轴的最小直径，轴身有一个键槽，所以最小轴径增大5%，所以输入轴的最小直径是15.0045mm又因为输入轴与电动机相连，电动机输出轴的轴径为28mm。所以选择联轴器TL5（具体参数见联轴器的选择），初步确定轴的输入最小直径为25mm.3轴的结构设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴在箱体内的总长为200mm。轴的最右端与联轴器相连，联轴器的配合尺寸为=60mm,所以选择键槽端为60mm.然后是一轴肩，一般为（0.07-0.1）d,因为选的是弹性套柱柱销连轴器，所以与在箱体处的那段为长度A=45mm,轴径取为28mm.2)初步选择滚动轴承，轴承为深沟球轴承6206，长度为16mm,套筒长度为24mm该段的轴径为30mm。3)第三段为齿轮端，该处取齿轮的宽度59mm，然后还有一段为光轴95.5mm,该处的轴径为42mm.4）第四段为为安装轴承与套筒处，所以长度为16+24=40mm。轴径为30mm.5)轴的总长为339.5mm。4轴的校核轴的简图如图所示：计算支承力1）水平面上2）垂直面上计算弯矩并作弯矩图1）水平弯矩2)垂直弯矩3)合成弯矩4)计算转矩当量弯矩a=0.593.校核轴径<所以该轴符合要求5.2中间轴的设计1输入轴上的功率P2=2.881KW输入轴的转速n2=443.96r/min输入轴的转矩T2=61.9832作用在齿轮上的力1）大齿轮受力小齿轮受力3初选轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表取初步估算轴的最小直径，轴身有两个键槽，所以最小轴径增大10%，所以输入轴的最小直径是29.57mm又因为输入轴的轴端是两个轴承，所以选择轴径为30mm,（轴承的选择见后面）d.轴的结构设计（全轴都在箱体内）1）最左端为轴承端轴承宽度为18.25mm，套筒长度为16mm,轴径为35mm。2)然后是一个轴肩，取第二段的轴径为45mm宽度为10.75mm的套筒。3)后一段为齿轮端，轴径取50mm，长度为齿轮的宽度49mm。4)之后一段为齿轮小齿轮端，其轴径取50mm，为便于安装宽度取93mm.5)最后同轴承端长度为18.25mm的轴承加16mm的套筒再加2mm安装余量6)轴的总长为234.5轴的草图如下图4轴的校核1)水平面受力同理得：2)垂直面受力如图所示得：3）水平弯矩、垂直弯矩如图所示4）合力距：5）扭矩：T=194600N-mm6）当量弯矩：7）校核轴径<50mm校核合格5.3低速轴的设计1初步确定轴的最小直径估算轴的最小直径查表5确定C=112值。单键槽轴径应增大即增大至（取）。输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。联轴器的计算转矩T=,查[1]P193表11—1，取=1.3，则T==3=1.3908.64=1181.232N.m根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，由表选联轴器型号为HL4，联轴器的许用转矩[T]=1250Nm，半联轴器的外孔径d=55mm,故取与输出轴相连处d1-2=55mm,半联轴器长度L=112mm（J型孔），与轴段长度L=84mm.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度Ⅰ段轴的长度及直径应略小于取。联轴器右端用螺栓紧固轴端挡圈定位，由表按轴端直径取挡圈直径d=56Ⅱ段轴的尺寸Ⅱ处轴肩高度（取），则；为便于轴承端盖拆卸，取。Ⅲ段轴的尺寸该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合，查（表13.1选6013型轴承，其内径，外径D=100,宽度B。，。Ⅳ段轴的尺寸Ⅳ处轴肩高度（取），取。Ⅴ段轴的尺寸Ⅴ处轴肩高度（取），即；轴肩宽度（取）。Ⅵ段轴的尺寸此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度，；。Ⅶ段轴的长，低速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14mm,由于已选择油润滑，所以深沟球轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=2mm，由于低速级大齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L7’-8=19.5mm，d7-8=50mm4.2.33.3输出轴的校核1）计算齿轮受力齿轮分度圆直径圆周力径向力轴向力对轴心产生的弯矩2）求支反力轴承的支点位置齿宽中心距左支点的距离齿宽中心距右支点的距离左支点水平面的支反应力，右支点水平面的支反应力，左支点垂直面的支反应力右支点垂直面的支反应力左支点的轴向支反力3）绘制弯矩图和扭矩图参见图4-8图4-8轴的受力分析图截面C处水平弯矩截面C处