二级圆柱斜齿轮减速器课程设计（含三维图SW）

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滚筒所需的有效功率：=F×V=3000×0.80KW=2.4KW 传动装置的总效率： 查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： = 0.96 联轴器效率： = 0.99 传动效率： = 0.92 球轴承： =0.99 斜齿轮啮合效率： = 0.97 传动总效率: 所需电动机功率 := =1.96/0.825KW=2.38KW 2.选取电动机的转速 滚筒转速 ===38.198r/min 查机械设计指导书表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率=3.0KW， 同步转速1500 r/min; 或选Y系列三相异步电动机Y332S-6,额定功率额定功率=3.0KW, 同步转速1000 r/min.均满足 > 。 表2-1 电动机数据及传动比 方案号 电机型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 1 Y100L2—4 3.0 1500 1420 37.17 2 Y332S—6 3.0 1000 960 25.13 比较两种方案可见，方案2选用的电动机虽然质量和价格较低，传动比虽低 但是出于价格考虑，决定选用方案1。 表2-2 电动机型号为Y132S-4.查表得其主要性能如下 电动机额定功率 P0/ KW 3 电动机轴伸长度E/mm 60 电动机满载转速 n0/(r/min) 1420 电动机中心高H/mm 100 电动机轴伸直径 D/mm 26 堵转转矩/额定转矩T/N.m 3.32 三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 1、分配传动比 总传动比: =/ =1420/38.198=37.17 传动比为2—4，取 则减速的传动比：37.17/2.5=14.86 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大齿轮不能碰着低速轴，试取： ==4.480 低速轴的传动比：== 14.868/4.480=3.319 2、各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电机轴 P0==2.38KW n0=1420r/min T0=9550×P0/n0=9550×2.38/1420=16.006 Ⅰ轴：即减速器高速轴 P1= 2.38×0.96=2.2848KW n1= n0/I01 =n0/=1420/2.5=568r/min T1=9550×P1/n1=9550×2.285/568=38.42 Ⅱ轴：即减速器中间轴 P2= P1·=2.285×0.97×0.99=2.194kw n2== n1/=568/4.48=126.79r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.194/126.79=165.26 Ⅲ轴：即减速器的低速轴 P3= P2·=2.194×0.97×0.99=2.107kw n3= n2/i23=126.79/3.319=38.20r/min T3=9550×P3/n3=9550×2.107/38.20=526.75N·m Ⅳ轴：即传动滚筒轴 P4= P3·=2.107×0.99·0.99=2.065kw n4= n3 =38.20r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.065/38.20=516.25 N·m 将上述计算结果汇于下页表： 表3-1 各 轴 运 动 及 动 力 参 数 轴序号 功 率 P/ KW 转 速 n/(r/min) 转 矩 T/N.m 传动形式 传动比i 效率η 0轴 2.38 1420 16.006 带传动 2.5 0．96 Ⅰ轴 2.285 568 38.42 齿轮传动 4.48 0．96 Ⅱ轴 2.194 126.79 165.26 齿轮传动 3.319 0．96 Ⅲ轴 2.109 38.20 526.75 联轴器 1.0 0．98 Ⅳ轴 2.065 38.20 516.25 四、传动零件的设计计算 带传动的设计计算 4.1选择V带型号 查表得工况系数KA=1.1 计算功率Pc=KA·P=1.13=3.3kW 根据Pc，查的坐标交点位于A型区，故选择A型带计算。 4.2确定小带轮基准直径 查得> 取=112mm 4.3验算带速 v= =8.33m/s 在5～25m/s之间 合适 4.4确定大带轮基准直径 ==1420/568×112=280mm 取标准值=280mm 实际从动轮转速和实际传动比i 不计ε影响，若算得与预定转速相差5%为允许。 r/min 验证： 合适 4.5确定实际中心距与带长 初定中心距： 即274.4mm≤≤784mm 取=500mm =2+（+）+ =2×500+（112+280）+=1629.86mm 取=1600mm 实际中心距： =+=500+=458.07mm 调整范围： mm mm 4.6验算小轮包角 =-=159.22>120 合适 4.7计算带的根数 单根V带所能传递的功率 包角系数 A型带查得： =1.523kW =4.65×10-5×112×148.7×lg =0.27kW =c4ω1lg =4.65×10-5×112×148.7×lg=-0.02kW =(++) =0.949×(1.523+0.27-0.02)=1.kW V带的根数 Z≥==2.17 取Z=3根 4.8确定初拉力 F0按教材公式： F0=500(-1)+q =500×=114.85N 式中q由教材表查得q=0.1Kg/m。 4.9计算轴压力 按教材公式： Q=2F0zsin=2×114.85×3×sin=677.8N 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算： 原始数据：高速轴的输入功率 ： 2.285kW 小齿轮转速 ： 1420 r/min 传动比 ： 2.5 单向传动，工作载荷有轻微冲击， 每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。 1.选择齿轮材料精度等级 齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表5—1查得 小齿轮45调质，硬度217～255HB，取硬度为235—250HB； 大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB，取190—217HB。 齿轮精度等级为8级 计算应力循环次数N (由教材式5—33) h h 查教材图5-17得=1.03, =1.10 取Zw=1.0，=1.0，=1.0，=1.0 由教材图5-16(b)得: =580Mpa，=545MPa 由教材式(5-28)计算许用接触应力 =ZN1ZXZWZLVR==594.7Mpa =ZN2ZXZWZLVR==594.5Mpa 2. 按接触疲劳强度计算中心距 取1.0 由教材表5—5查得：=189.8 取=0.35 T1==38415.22 初取： , 暂取： 估取： 由教材式5—41 计算 ==2.47 = =113.18mm 圆整取：　 a=125mm 一般取： mm 取标准模数： 总齿数： zε ===122.26 整取 ： zε =122 小齿轮齿数 ：z1=zε/(i+1)=122/(4.48+1)=23 整取： z1 =23 大齿轮齿数： z2= zε- z1 =99 取： z1=23 z2=99 实际传动比： 传动比误差： ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ： 与相近，故、可不修正 3.验证圆周速度 =(3.14×1420×47.131)/(60×1000)=3.51m/s<6m/s故满足要求 4.计算齿轮的几何参数 由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 按8级精度查图5-4(b)得：　 齿宽： 取整：b2=50mm b1=45mm 按， 考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a 得：　按8级精度 查机械设计教材表5-4得： 1.25×1.01×1.13×1.2=1.71195 齿顶圆直径： 端面压力角： 齿轮基圆直径： 齿顶圆压力角： 基圆螺旋角： 由教材式5-41得：ZH= 由教材式5-42得： 由教材式5-43得： 5.验算齿根弯曲强度 由式5-44得 = ≤ =/=23/ =24.74 =/=99/=106.5 查图5-14得：=2.7,=2.16 查图5-15得：=1.63,=1.83 由式5-47计算： =1-=1-1.56=0.8 由式5-48计算： =0.25+=0.25+=0.43 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力 查图5-18b得：220MPa,210MPa 查图5-19得：1.0 取： Yx=1.0 取： ==314Mpa ==300Mpa = = =32.116MPa<=314Mpa 安全 = ==28.9MPa<=300MPa 安全 6．齿轮主要几何参数 Z1=23 Z2=99 β=12.578° mn=2mm d1=47.131mm d2=202.869mm = =47.131+2×1×2=51.131mm ==202.869+2×1×2=206.869mm =-2.5=47.131-2.5×2=42.131mm =-2.5=202.869-2.5×2=197.869mm =125mm b1=50mm b2=45mm 齿轮的结构设计： ①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。 ②对于大齿轮，<500m 因此，做成腹板结构。 六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=2.194kw，转速n1=126.79r/min， 转矩T1=165.26N.m，齿数比i2=3.319， 单向传动，工作载荷有轻微冲击， 每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。 1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级 计算应力循环次数N (由教材式5—33) =60=60×126.75×1×(8×300×5×2)=1.83×108 =/u== 查图5—17得：1.10, 1.4 取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0 查图5—16得：=580MPa, =545MPa 由式5—28 =×1.0×1.0=638MPa =×1.0×1.0=763MPa 2.按接触疲劳强度确定中心距 ≥(u+1)mm T2==165255.15N·mm 初选=1.2，暂取,0.4 由式5—42 0.99 由表5—5 得=189.8 由式5—41 计算 估取 则= ==2.47 a≥(i+1) = =133.93mm 圆整取： a=140mm 一般取： =(0.01～0.02)a= (0.01～0.02)×140=1.4～2.8mm 取标准值： =2mm 两齿轮齿数和 ：zε===137 取：zε=137 则z1= zε/(i +1)= =32 取：z1=32 则：z2= zε-z1=137-32=105 实际传动比：i实=z2/z1==3.28 传动比误差： ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ： β=arccos= arccos=11.88260 与初选 接近，，可不修正 ===60.401mm ==214.599mm 圆周速度： V===0.434m/s 取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度 =≤ 有表5-3查得：=1.25 /100=0.43×32/100=0.139 按8级精度查图5-4得动载系数=1.01 齿宽 b==0.35×140=49mm 取：mm mm =50/65.401=0.765 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：=1.10，查表5-4得： =1.2 载荷系数==1.25×1.01×1.10×1.2=1.6665 计算重合度，以计算： =+2mn=65.401+2×1.0×2=69.401mm =+2mn =214.599+2×1.0×2=218.599mm =arctan(tan/cosβ) = arctan(tan200/cos11.88260)=20.4020 =cos=65.401×cos20.4020=61.298mm =cos=214.599×cos20.4020=201.137mm =arccos= arccos =27.9640 =arccos= arccos =23.0560 =［(tan-tan)+(tan-tan)］ =[32× +105×] =1.706 == =1.638 由式5-43计算 =0.989 = arctan(tancos) = arctan(tan11.8826°×cos20.020)=11.1570 == =2.45 由式5-38计算齿面接触应力 = =2.45×189.8×0.766×0.989× =644.9MPa<[]=763Mpa 4．校核齿根弯曲疲劳强度 由式5-44得； = ≤ =z1/=32/ =34.149 =z2/=105/=112.05 查图5-14得：=2.45,=2.2 查图5-15得：=1.65,=1.81 由式5-47计算 =1-=1-1.638×=0.838 由式5-48计算 =0.25+=0.25+=0.681 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力 查图5-18b得：220MPa,210MPa 查图5-19得： 1.0 取： Yx=1.0 取： ==314 Mpa ==300Mpa = = =194.3MPa<=314Mpa 安全 ===191.38MPa<=300MPa 安全 5．齿轮主要几何参数 Z1=32 Z2=105 β=11.157° mn=2mm d1=65.4017mm d2=214.599mm = =65.401+2×1×2=69.401mm ==214.599+2×1×2=218.599mm =-2.5=65.401-2.5×2=60.401mm =-2.5=2214.599-2.5×2=209.599 mm =140mm 取=55mm, =50mm 齿轮结构设计计算： （1）小齿轮，制成实心结构的齿轮。 （2）大齿轮，，做成腹板结构。 七、轴的设计计算 1．减速器高速轴的设计计算 （1）选择轴的材料 轴的材料为45号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径 初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，联轴器另一端联 电动机轴。 其轴径可按下式求得： 查表（8-2）得：=110—160，取：=118 考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5% ×（1+3%）=14.5mm 故取：=28mm （3）初选滚动轴承 根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选单列深沟球轴承GB6207 （4）设计轴的结构 轴承按标准取6207内径为 该轴为齿轮轴，轴承的周向用过盈的配合， 联轴器的周向用键定位。 b．布置轴上零件，设计轴的结构 根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图1： 图1 （5）对轴进行分析，作当量弯矩图。 计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图: 圆周力： =/=2×16.006×1000/47.131=679.22N 轴向力： 径向力： 齿轮的分度圆直径： =47.131mm 将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图 ， 即： Fr ×48.5-R1H×175-Fa×41.075/2-278Q=0 即： R2H=962.3N N R2V×162.5-Ft×48.5=0 R1V= 679.22× 48.5/162.5=202.72 R2V×162.5-Ft×114=0 R2V=476.5 求轴的弯矩M，画弯矩图 画轴的扭矩图 T=16006 求计算弯矩，画计算弯矩图 取根据， 78872.8 H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图 6）校核轴的静强度 根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩较大的Ⅰ剖面和Ⅱ剖面进行验算。 根据主教材查得=59 MPa Ⅰ剖面的计算应力： 安全 Ⅱ剖面的计算应力： 安全 7）校核轴的疲劳强度 a．判断危险剖面 分别选择Ⅳ，Ⅲ剖面进行验算：Ⅲ剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有 应力集中。Ⅳ剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角 三个应力集中源。 45钢调质的机械性能参数：，，。 b．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据： 查得： 查得：Kσ=1.90，Kτ=1.58, εσ=0.84，ετ=0.78,，并取 ==11.97 ==62.3 ==11.75 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求 c. Ⅳ剖面校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 查得： ，，， 并取： ==11.16 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求 八、滚动轴承的选择和寿命验算 由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承 由《机械设计课程设计》查得6207轴承： =19.8KN =13.5KN 由前面计算得知： 合成支反力： ==1007 ==1073.8 = Fa=151.55N, =0 /=151.55/19800=0.0076 查表得e=0.19 /=151.55/1007=0.191>e P=0.56R+YA=912.5N =0 /=0〈e 轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2 =R =R 1073.8N ∵P1=P2 ∴按P2计算轴承的寿命 =5.68年 预期寿命: 5.68年＞5年 ，寿命足够 在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。 九、键联接的选择和验算 联轴器装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。联轴器与轴的配合直径为28mm,传递转矩T=16006 。 1. 选择键联接的类型和尺寸。 2. 选择键联接的类型和尺寸。 由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。 键的材料：45钢。 键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轴孔长度确定，查表得： 高速轴与联轴器连接的键： 轴径=28mm，由表24-30查得键剖面宽b=8mm高 h=7mm。 选键长L=50mm 中间轴上大齿轮联接的键： 轴径为45mm，键 18×35 低速轴上与大齿轮联接的键： 轴径为65mm，选键18×35 低速轴上与链轮联接的键 轴径为50mm，选键1484 2.键联接的强度计算 普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于 联轴器材料是钢，许用挤压应力由表2-4查得： =0.8=0.8*290=232MPa。 键的工作长度： =-=35-9=24mm. 由式2-35得： == 安全。 十、联轴器的选择计算 在减速器高速轴与电动机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性套柱销联轴器。 减速器中高速轴转距：38.42 根据：电动机轴直径d=28mm，选择联轴器：TL型号 GB/T4323—2002 由指导书表11-1：[T]= 1000Nm，[n]=2100 r/min 由表查得：KA= 1.5 Tca=KA T= 1.5×618.5=650<[T]=1000 n = 568r/min <[n] 十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的 计算 1）齿轮润滑油的选择 润滑油牌号 齿轮的接触应力<500MPa，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。 润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择 参照5-12选择： 选用320 根据4.8-1：代号320 2）齿轮箱的油量计算 油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量： 箱座高度H≥+(30～50)++(3～5)㎜=140/2+46+8+5=117mm 圆整H=154mm 高速轴轴心距下箱内壁：154-10=144mm 油深：h=45mm 低速轴大齿轮浸油深度：14mm 没超过大齿轮顶圆的1/3故油深合理 3）滚动轴承的润滑 确定轴承的润滑方式与密封方式 减速器中高速级齿轮圆周速度: 2.3 由于所以深沟球轴承采用油润滑 4）滚动轴承的密封 高速轴密封处的圆周速度 所以采用皮碗密封。 十二、设计体会： 这次关于二级圆柱斜齿轮减速器课程设的目的就是让我们学会怎么设计机械设备，结构原理以及每一个尺寸的选取都要深思熟虑，经过反复校核只有达到要求，并且尽量节约材料的情况下才能继续计算。在课设的过程中，我们上过一次实验课，我觉得这个实验对我们的课设真的很有帮助，通过拆装的减速器，让我们清楚认机械设计基础课程设计是学校为了让我们更深刻的理解认识机械的构造而进行的一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础的一个重要教学环节，是我们进行专业课的奠基石。回顾这三周半的课程设计，让我们学到了许多以前了解不到的知识。当我画完三张图时，内心的喜悦之情不言于表。看着自己画的每一张图，真的觉得自己的收获很多，为我以后的毕业设计打下了坚实的基础。 通过老师详细的讲解，为我们的课设做了深厚的铺垫，不仅仅认识减速器的内部细节结构及工作原理，同时课设也培养我们的耐心和细心度，课设的每一步计算，都需要我有十足足够的耐心和细心，有时候考虑的不够周全，导致在设计的过程中有些数据不合理，所以就需要我从新审视计算。在画图时，每画一个尺寸我都要考虑尺寸的合理性，当遇到困难时，我会和我一组的同学一起讨论，寻求最佳方案，实在解决不了的问题，老师就帮助我们解决，最后得到最佳解决方案。这次课程设计是一次非常难得的磨练与精神体验。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面和浅层次的理解，不能全面的去锻炼我们的实践面和面对综合问题如何着手解决和狠，准，稳的心态去面对与计算问题。如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的是如何合理的确定一个尺寸通过老师的指导以及我自己的努力，最后很顺利的完成了这次的课程设计，感谢老师的细心指导，真实的感觉到老师是园丁呀！老师您辛苦了！ 这次的课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程，这也是对我们所学专业的考究和夯实，同时提高专业能力。在今后的学习中,我一定会戒骄戒躁,态度端正,虚心认真，我会永远的记住一句话:“态度决定一切，细心，细心再细心，不怕过就怕不够！” 十三、参考文献： 1.骆素君、朱诗顺主编《机械课程设计简明手册》，化学工业出版社，2006年8月第一版。 2.张建忠、何晓玲主编《机械设计课程设计》，高等教育出版社，2009年3月第一版。 3.杨黎明、杨志勤主编《机械设计简明手册》，国防工业出版社，2009年8月第二次印刷。 27