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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目 帶式運(yùn)輸機(jī)的減速傳動裝置設(shè)計二、具體要求 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(qiáng)，具有過載保護(hù)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(jī)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(jī)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(jī)，計算工作機(jī)所需功率：工作機(jī)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(jī)的輸出功率： 取 選擇電動機(jī)為Y132S4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(yùn)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，取：；3.2 各軸傳動裝置的運(yùn)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(yàn)算帶速v1）由1表8-6 8-8 取小帶輪基準(zhǔn)直徑2）驗(yàn)算帶速v：因?yàn)?所以合適3）根據(jù)18-15a得： 由1表8-8 ，確定為250mm4 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(shí)際中心距 變動范圍 5 驗(yàn)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Z37 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(qiáng)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(qiáng)度極限MPa （由1P207圖10-21d）彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1P204圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=240接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa （由1P206圖10-21c） 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1P204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= 213.29=69.1 取 704）初選螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 計算公式： （由1P216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 Nmm齒寬系數(shù) （由1P201表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P198表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P215圖10-30）， （由1P214圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P203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 mmb/h=9.664計算縱向重合度 =2.0932（5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 根據(jù)電動機(jī)驅(qū)動得 動載系數(shù) 根據(jù)v=1.67m/s、 7級精度1 按齒面接觸強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 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 按齒根彎曲強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)b/h=9.66、 齒向載荷分配系數(shù)、 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=2.267（6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 mm（7） 計算模數(shù)三 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 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) 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.91（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN 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 得（5）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV取24取78（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS 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(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)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140mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 mmmm 4計算齒寬度 B=mm 取B1=70mm，B265mm6 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T1）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 38mm3）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+（35）mm 因?yàn)閹л喴枯S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+(23)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+（510）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：NN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：確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因?yàn)檩S主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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2269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L158mm.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。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設(shè)計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取, L4=61mm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。確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定(后面將會講到).因?yàn)?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(qiáng)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(qiáng)化處理，則：綜合系數(shù)值： 碳鋼的特性系數(shù)： ，取：5 ，取：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(qiáng)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?yàn)閐=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?yàn)長1=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?yàn)閐=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?yàn)長1=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?yàn)閭鲃友b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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊p173查得箱體尺寸:由2p173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Ｖ行母撸喝。?；地腳螺釘?shù)闹睆剑海ㄒ驗(yàn)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?。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：，取：。齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：，?。?。致謝參考文獻(xiàn)：1徐錦康 主編 機(jī)械設(shè)計 機(jī)械工業(yè)出版社 20032陸玉 何在洲 佟延偉 主編 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計第3版 機(jī)械工業(yè)出版社 2005 3 機(jī)械設(shè)計手冊編輯委員會.機(jī)械設(shè)計手冊（1-2）第三版M.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004