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二级蜗杆斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书
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淘豆网网友近日为您收集整理了关于【机械设计课程设计】
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的文档，希望对您的工作和学习有所帮助。以下是文档介绍：【机械设计课程设计】
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 目录1. 题目及总体分析…………………………………………………32. 各主要部件选择…………………………………………………43. 电动机选择………………………………………………………44. 分配传动比………………………………………………………55. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………66. 设计高速级齿轮…………………………………………………77. 设计低速级齿轮…………………………………………………128. 链传动的设计……………………………………………………169. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………181轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………182轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计………………………243轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计………………………2910. 润滑与密封………………………………………………………3411. 箱体结构尺寸……………………………………………………3512. 设计总结…………………………………………………………3613. 参考文献…………………………………………………………36华中科技大学明德厚学、求是创新 2一.题目及总体分析题目:设计一个带式输送机的减速器给定条件:由电动机驱动,输送带的牵引力 7000F N ,运输带速度 0.5 /v m s ,运输机滚筒直径为290D m m 。单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。工作寿命为八年,每年 300 个工作日,每天工作 16小时,具有加工精度 7 级(齿轮)。减速器类型选择:选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用:结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。整体布置如下:ⅢⅠⅡⅣ图示:5 为电动机,4 为联轴器,3为减速器,2 为链传动,1 为输送机滚筒,6 为低速级齿轮传动,7 为高速级齿轮传动,。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。华中科技大学明德厚学、求是创新 3二.各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿,低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单,耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠,传动效率高单排滚子链三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用 Y 系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 Pw=F×V=7000N×0.5m/s圆柱齿轮传动(8 级精度)效率(两对)为η 1=0.97 2滚动轴承传动效率(四对)为η 2=0.98 4弹性联轴器传动效率η 3=0.99输送机滚筒效率为η 4=0.97链传动的效率η 5=0.96电动机输出有效功率为2 41 2 3 4 '
0.98 0.99 0.97 0.96wPP W
电动机输出功率为' 4374.6P W型号查得型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 p=5.5 kW满载转速 1440 r/min同步转速 1500 r/min选用型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机华中科技大学明德厚学、求是创新 4四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比wmnni
其中 i 是传动系统的总传动比,多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积;nm 是电动机的满载转速,r/nw 为工作机输入轴的转速,r/min。计算如下 1440 / minmn r ,60 60 0.532.95 / min3.14 0.29wvn rd
取 13i iii
2 l hi i i 取 3.5, 4.2l hi i i:总传动比 1i :链传动比 li :低速级齿轮传动比 hi :高速级齿轮传动比13i 214.6i 4.2hi 3.5li 华中科技大学明德厚学、求是创新 5五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设:从电动机到输送机滚筒轴分别为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴;对应于各轴的转速分别为、、、;对应各轴的输入功率分别为、、、;对应名轴的输入转矩分别为、、、;相邻两轴间的传动比分别为、、;相邻两轴间的传动效率分别为、、。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min)n0=0 n2=342.86 n3=97.96 n4=32.65功率 P(kw) P=5.5 P1=4.244 P2=4.034 P3=3.834 P4=3.607转矩T(Nm)T1=28.146 T2=112.390 T3=373.869 T4=两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比 i i01=1 i12=4.2 i23=3.5 i34=3传动效率ηη 01=0.99 η 12=0.97 η 23=0.97 η 34=0.96华中科技大学明德厚学、求是创新 6六.设计高速级齿轮1.选精度等级、材料及齿数,齿型1)确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2)材料选择.小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度4)选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1Z1=4.2×24=100.8,取 Z2=101。5)选取螺旋角。初选螺旋角142.按齿面接触强度设计按式(10-21)试算,即 321 )][(12HEHdtttZZuuTkd 1)确定公式内的各计算数值(1)试选 6.1tK(2)由图10-30,选取区域系数 433.2HZ(3)由图10-26查得 78.01
20.87 1 21.65
(4)计算小齿轮传递的转矩5 5 41 1 195.5 10 / 95.5 10 4.244 /6 10T P n
N m m(5)由表10-7选取齿宽系数 1 d(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数2/18.189 MPaZ E ( 7 ) 由图 1 0 - 2 1 d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 6001lim
,大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2550HMPa (8)由式10-13计算应力循环次数916 0 6 0 1 4 4 0 1 ( 1 6 3 0 0 8 ) 3 . 3 2 1 0hN n j L
9 923.32 10 / 4.2 0.790 10N
(9)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数 90.01 HNK 95.02 HNK(10)计算接触疲劳强度许用应力华中科技大学明德厚学、求是创新 7取失效概率为1%,安全系数为 S=1,由式10-12得M P aM P aSK HHNH ][1lim11 M P aM P aSK HHNH 5.][2lim22 M P aM P aHHH 25.540(2/])[]([][ 21
2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 td1 ,由计算公式得24312 1 . 6 2 . 8 1 4 6 1 0 5 . 2 2 . 4 3 3 1 8 9 . 83 7 . 1 01 1 . 6 5 4 . 2 5 3 1 . 2 5td m m
(2)计算圆周速度1 137.10
0td nv m s
(3)计算齿宽b及模数 ntm11 37.10 37.10d tb d mm
11c o s 3 7 . 1 0 c o s 1 41 . 5 024tntdm mmZ
2 . 2 5 2 . 2 5 1 . 5 0 3 . 3 7 5/ 3 7 . 1 0 / 3 . 3 7 5 1 0 . 9 9nth m mmb h
(4)计算纵向重合度 903.114tantan318.0 1
Zd(5)计算载荷系数 K已知使用系数 1AK根据 smv /2.1 ,7级精度,由图10-8查得动载荷系数 1.11VK 由表10-4查得2 2 32 2 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 01 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 3 7 . 1 0 1 . 4 1 7H d dK b
由图10-13查得 1.34FK 华中科技大学明德厚学、求是创新 8假定 100 /A tK FN mmb ,由表10-3查得 4.1
FH KK故载荷系数 1 1.11 1.4 1.42 2.21A V H HK K K K K
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得331 1/ 37.10 2.21/1.6 41.32t td d K K mm
(7)计算模数 nm11c o s 4 1 . 3 2 c o s 1 41 . 6 724ndm mmZ
3.按齿根弯曲强度设计由式10-17 32121][cos2FSFdnYYZYKTm 1)确定计算参数(1)计算载荷系数1 1 . 1 1 1 . 4 1 . 3 4 2 . 0 8A V F FK K K K K
(2)根据纵向重合度 903.1 ,从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y(3)计算当量齿数11 3 322 3 32426.27cos cos cos cos 14VVZZZZ
(4)查取齿形系数由表10-5查得 592.21 FaY 22.172FaY (5)查取应力校正系数由表10-5查得 596.11 SaY 21.798SaY (6)由图10-20c查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 (7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01 FNK 88.02 FNK华中科技大学明德厚学、求是创新 9(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式10-12得M P aSK FEFNF 57..0][111 M P aSK FEFNF 86..0][222 (9)计算大小齿轮的][ FSaFa YY1 112 222.592 1.[ ] 303.572.172 1.[ ] 238.86Fa SaFFa SaFY YY Y
大齿轮的数据大2)设计计算4
2..88 cos 140.1 24 1.65nm mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 nm =1.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 141.32d mm 来计算应有的齿数。于是有11cos 41.32 cosndZm
,则 2 1 14.2 27 113.4 114Z i Z
4.几何尺寸计算1)计算中心距 1 2( ) (27 114) 1. cos 2 cos14nZ Z ma mm
将中心距圆整为 109mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角1 2( ) (27 114) 1.os os 14.032 2 109nZ Z ma
因 值改变不多,故参数 、 K 、 HZ 等不必修正。华中科技大学明德厚学、求是创新 103)计算大、小齿轮的分度圆直径112 .75cos cos14.6.25cos cos14.03nZ md mmZ md mm
4)计算大、小齿轮的齿根圆直径1 12 22.5 41.75 2.5 1.5 382.5 176.25 2.5 1.5 172.5f nf nd d m mmd d m mm
5)计算齿轮宽度11 41.75 41.75db d mm
圆整后取 245B 150B mm5.验算112 2 1.75tTF Nd
/ 100 /41.75A tK FN mm N mmb
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