一級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

1、<p>　　一、《機械設(shè)計》課程設(shè)計任務(wù)書</p><p><b>　　二、機構(gòu)運動簡圖</b></p><p>　　三、運動學與動力學計算</p><p><b>　　選擇電機</b></p><p>　　3.1.1 選擇電動機</p><p>　　3.1.1.1

2、選擇電動機的類型</p><p>　　按工作要求和條件選取Y系列全封閉鼠籠型三相異步電動機。</p><p>　　計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：</p><p>　?。瓗鲃有剩?.96</p><p>　?。繉S承傳動效率：0.99</p><p>　?。瓐A柱齒輪的傳動效率：0.96</p>

3、;<p>　　－聯(lián)軸器的傳動效率：0.99</p><p>　　—絲桿的傳動效率：0.4</p><p><b>　　說明：</b></p><p>　　a－電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：</p><p><b>　　a=.2...</b></p><p>

4、;　　式中η1，η2，η3，η4 ，η5分別為帶傳動，齒輪傳動的軸承，齒輪傳動，聯(lián)軸器，絲桿與軸承的效率。</p><p>　　電動機輸出功率： kw</p><p>　　工作機所需的功率： </p><p><b>　　所以 kw</b></p><p>　　ηa=0.96×0.992×0

5、.96×0.99×0.4=0.36</p><p>　　3.1.1.2確定電動機轉(zhuǎn)速</p><p>　　絲桿的轉(zhuǎn)速n=v/S,其中v為推頭速度，S為絲桿（梯形螺紋）導程，對單線絲桿S=P（螺距）</p><p>　　所以絲桿的轉(zhuǎn)速：n=v/S＝1.56／0.012＝130r/min </p><p>

6、;　　根據(jù)《機械設(shè)計手冊》中取V帶傳動比i1=2-4，齒輪的傳動比i2=3-5則合理總傳動比的范圍為i=6-20 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:</p><p>　　N=(6-20)*n=（6-20）*130=780-2600r/min</p><p>　　符合這個范圍內(nèi)的電動機的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min,二種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況來確定最后的轉(zhuǎn)速，

7、為降低電動機的重量和成本，可以選擇同步轉(zhuǎn)速1500r/min。因此選定電動機型號為Y90L-4，所選電動機的額定功率Ped =1.5kw,滿載轉(zhuǎn)速nm =1400r/min。</p><p>　　符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有： 1000、1500</p><p>　　根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：</p><

8、p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y90L-4，其主要參數(shù)如下：</p><p>　　3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：</p><p><b>　　總傳動比： </b></p><p>　　分配傳動比：取i帶=3 則i齒=10.77/3=3.59<

9、;/p><p>　　3.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：</p><p>　　將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸</p><p>　　——依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與絲桿之間的傳動效率。</p><p><b>　　1.各軸轉(zhuǎn)速： </b></p><p><b&

10、gt;　　各軸輸入功率： </b></p><p>　　3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩： </p><p>　　運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表：</p><p>　　四、傳動零件的設(shè)計計算</p><p>　　六 設(shè)計V帶和帶輪：</p><p><b>　　1.設(shè)計V帶</b></p>

11、<p><b>　　①確定V帶型號</b></p><p>　　查課本P156表8-7得：Ka=1.1 則</p><p>　　根據(jù), =1400r/min,由課本157圖8-11，選擇Z型V帶，由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑=90mm。</p><p>　　查表8-8取=280mm。</p><p>

12、;　　②驗算帶速： 帶速在5-30范圍內(nèi)，合適。</p><p>　?、廴帶基準長度和中心距a：</p><p><b>　　初步選取中心距a：</b></p><p>　　由課本第158頁式（8-22）得： 查課本第146頁表8-2取=1600mm。由課本第158頁式8-23計算實際中心距： 。</p><p>　　

13、中心距的變化范圍484mm-556mm</p><p>　?、茯炈阈л啺牵河烧n本第158頁式8-25得： 。</p><p>　　⑤求V帶根數(shù)Z：計算單根v帶的額定功率Pr</p><p>　　由d1=90mm和n=1400r/min查課本152頁表8-4a利用內(nèi)插值法得Po=0.348KW </p><p>　　根據(jù)n=1400r/mi

14、n，i=3和z型帶，查表8-4b得ΔPo=0.03KW</p><p>　　查表8-5得Kα=0.944，表8-2得Kl=1.14，</p><p>　　Pr=（Po+ΔPo）*Kα*Kl=（0.348+0.03）*0.944*1.14=0.41kw</p><p><b>　　計算v帶的根數(shù)z</b></p><p>

15、<b>　　取Z=4根。</b></p><p>　　⑥求作用在帶輪軸上的壓力：查課本149頁表8-3得q=0.06kg/m，故由課本第158頁式8-27得單根V帶的初拉力： </p><p><b>　　作用在軸上壓力：</b></p><p><b>　　七 齒輪的設(shè)計：</b></p>

16、;<p>　　1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)：</p><p>　　按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動</p><p>　　設(shè)計為通用減速器,選用7級精度</p><p>　　材料選擇: 小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。二者材料硬度差為30HBS</p><p>　　由于傳動

17、過程中粉塵較多選用閉式傳動,故選用小齒輪齒數(shù)為=24,大齒輪齒數(shù),取</p><p>　　選取螺旋角。初選螺旋角</p><p><b>　　按齒面接觸強度設(shè)計</b></p><p><b>　　按公式 </b></p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>

18、<b>　?、僭囘x=1.6</b></p><p>　?、谟烧n本217頁圖10-30選取區(qū)域系數(shù)=2.433</p><p>　　③由215頁圖10-26查得=0.78, =0.90,則</p><p>　　計算小齒輪的傳遞的轉(zhuǎn)矩</p><p>　?、怯杀?0-7選取齒寬系數(shù)</p><p>

19、　?、扔杀?0-6查得材料的彈性影響系數(shù)</p><p>　　⑸由圖10-21c、d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p>　　⑹由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)</p><p>　?、擞蓤D10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.89；0.92</p><p>　?、逃嬎憬佑|疲勞許用應力</p>

20、<p>　　取失效概率為1％，安全系數(shù)S=1，由式10-12得</p><p><b>　?、驮S用接觸應力</b></p><p>　　⑽計算小齒輪分度圓直徑</p><p><b>　?、嫌嬎銏A周速度</b></p><p><b>　　⑿計算齒寬b及模數(shù)</b>&

21、lt;/p><p><b>　　⒀計算縱向重合度</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　?、矣嬎爿d荷系數(shù)K</b></p><p>　　已知使用系數(shù)=1,根據(jù)v=0.99m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù);由表10-4查得 由圖10-13

22、查得1.275</p><p><b>　　由表10-3查得</b></p><p><b>　　故載荷系數(shù)k=</b></p><p>　?、影磳嶋H的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑</p><p><b>　?、杂嬎隳?shù)</b></p><p>　　3

23、.按齒根彎曲強度設(shè)計</p><p><b>　　(1)計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　(2)根據(jù)縱向重合度,查得螺旋角影響系數(shù)</p><p><b>　　(3)計算當量齒數(shù)</b></p><p><b>　　(4)查取齒形系數(shù)</b></p>&l

24、t;p>　　由表10-5查得2.592 2.185</p><p>　　(5)查取應力校正系數(shù)</p><p>　　由表10-5查得1.596 1.785</p><p>　　(6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　(7)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.83 0.86

25、</p><p>　　(8)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,</p><p>　　(9)計算大小齒輪的并加以比較</p><p><b>　　大齒輪的數(shù)值較大</b></p><p><b>　　(10)設(shè)計計算</b></p&g

26、t;<p>　　對比計算結(jié)果,由于接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞計算的模數(shù)，取,已滿足彎曲強度.為了滿足接觸疲勞強度,需要按接觸疲勞強度算得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù).</p><p><b>　　4.幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　(1)計算中心距</b></p><p>　　(2

27、)按圓整后的中心距修正螺旋角</p><p>　　(3)計算大小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　(4)計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　圓整后取</b></p><p><b>　　(5)大齒輪的尺寸</b></p><p>

28、;　　(5)齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計</p><p>　　齒頂圓直徑采用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪.</p><p><b>　　大齒輪零件圖見附件</b></p><p><b>　　八 軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　1、從動軸的設(shè)計</b></p><p&g

29、t;　　(1)求低速軸上的轉(zhuǎn)矩T</p><p>　　(2)求作用在齒輪上的力</p><p>　?。?）選擇軸的材料，確定許用應力</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力</p><p>　?。?）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑&l

30、t;/p><p>　　根據(jù)表15-3查得得</p><p>　　考慮到軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在，故將直徑加大3%-5%取為27.5-22.34mm，為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選用聯(lián)軸器型號</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于

31、聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm故取軸的最小徑，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度</p><p><b>　?。?）設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)</b></p><p>　　由于設(shè)計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿

32、足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸 1段的左端需要制出一軸肩，故取軸2段直徑；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度</p><p>　　(6)初步選定滾動軸承</p><p>　　因為軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承.并根據(jù)軸2段的直徑,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承

33、30306，其尺寸為故軸3段直徑d3=d7=30mm，，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm</p><p>　?。?）取安裝齒輪的軸段的直徑d4=34mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑

34、d5=40mm。軸環(huán)寬度，取</p><p>　　（8）取軸承端蓋的總寬度為10mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離l=15mm</p><p><b>　　故取</b></p><p>　?。?）取齒輪距離箱體之間的距離a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm，已知滾動軸承寬度T=20

35、mm則</p><p>　　低速軸的尺寸基本確定</p><p>　　(10)軸上零件的周向定位</p><p>　　齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為28mm</p><p>　?。?1）確定軸上圓角和倒角</p><p>　　取軸端倒角為，圓角半徑分

36、別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,</p><p>　?。?2）按彎扭合成強度校核軸徑</p><p>　　畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內(nèi)的彎矩，并作出彎矩圖</p><p>　　①作水平面內(nèi)的彎矩圖。支點反力為</p><p>　　1-1截面處和2-2截面處的彎矩</p><p>

37、;　?、谧鞔怪逼矫鎯?nèi)的彎矩圖，支點反力</p><p>　　1-1截面左側(cè)彎矩為</p><p>　　1-1截面右側(cè)彎矩為</p><p>　　2-2截面處的彎矩為</p><p><b>　　③作合成彎矩圖</b></p><p><b>　　1-1截面</b></p

38、><p><b>　　2-2截面</b></p><p><b>　?、茏鬓D(zhuǎn)矩圖</b></p><p>　　T=87420N.mm</p><p><b>　?、萸螽斄繌澗?lt;/b></p><p>　　因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù)為0.6</p>

39、<p>　?、薮_定危險截面及校核強度</p><p>　　截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核</p><p><b>　　1-1截面</b></p><p><b>　　2-2截面</b></p><p>　

40、　由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。</p><p>　　⑦繪制軸零件圖，按2：1的比例。</p><p><b>　　2、主動軸的設(shè)計</b></p><p>　　(1)求高速軸上的轉(zhuǎn)矩T</p><p>　　(2)求作用在齒輪上的力</p><p>　

41、?。?）選擇軸的材料，確定許用應力</p><p>　　由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力</p><p>　　（4）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸徑</p><p>　　根據(jù)表15-3查得得</p><p>　　因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸

42、第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊取。L1=1.75d1-3=46。</p><p>　　大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取，L2=40。</p><p>　　段裝配軸承且，所以查手冊。選用30307軸承。</p><p>　　L3=B++5=21+15+5-2=39。</p><p>　?。?）取安裝齒輪的軸段的直徑mm；齒

43、輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=46mm。軸環(huán)寬度，取</p><p>　　取,有一軸肩定位軸承,</p><p>　　高速軸的尺寸基本確定</p><p>　　(10)軸上零件的周向定位</p>

44、<p>　　齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm</p><p>　?。?1）確定軸上圓角和倒角</p><p>　　取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,</p><p>　　（12）按彎扭合成強度校核軸徑&

45、lt;/p><p>　　畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內(nèi)的彎矩，并作出彎矩圖</p><p>　?、僮魉矫鎯?nèi)的彎矩圖。支點反力為</p><p>　　1-1截面處和2-2截面處的彎矩</p><p>　?、谧鞔怪逼矫鎯?nèi)的彎矩圖，支點反力</p><p>　　1-1截面左側(cè)彎矩為</p><p&g

46、t;　　1-1截面右側(cè)彎矩為</p><p>　　2-2截面處的彎矩為</p><p><b>　?、圩骱铣蓮澗貓D</b></p><p><b>　　1-1截面</b></p><p><b>　　2-2截面</b></p><p><b>

47、　　④作轉(zhuǎn)矩圖</b></p><p>　　T=25580N.mm</p><p><b>　?、萸螽斄繌澗?lt;/b></p><p>　　因減速器單向運轉(zhuǎn),修正系數(shù)為0.6</p><p>　?、薮_定危險截面及校核強度</p><p>　　截面1-1、2-2所受的轉(zhuǎn)矩相同，但彎矩，并且

48、軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核</p><p><b>　　1-1截面</b></p><p><b>　　2-2截面</b></p><p>　　由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。</p><p>　　（三）、滾動軸承選

49、擇</p><p>　　1、低速軸軸承的校核</p><p>　?、俑鶕?jù)軸承型號30306查設(shè)計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為：</p><p>　?、?求兩軸承受到的徑向載荷</p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：</p><p>

50、　?、矍髢奢S承的計算軸向力</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設(shè)計手冊查得為1.9，因此可以估算：</p><p>　　則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松</p><p><b>　　④求軸承當量動載荷</b></p><p>　　查設(shè)計手冊知e=0.31</p>&l

51、t;p>　　查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)</p><p><b>　　軸承1 </b></p><p><b>　　軸承2 </b></p><p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則</p><p><b>　?、?驗算軸承壽命</

52、b></p><p>　　因為,所以按軸承1的受力大小驗算</p><p>　　選擇軸承滿足壽命要求.</p><p>　　2、高速軸軸承的校核</p><p>　　①根據(jù)軸承型號30307查設(shè)計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為：</p><p>　　② 求兩軸承受到的徑向載荷<

53、;/p><p>　　將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：</p><p>　?、矍髢奢S承的計算軸向力</p><p>　　對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設(shè)計手冊查得為1.9，因此可以估算：</p><p>　　則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松</p><p>&l

54、t;b>　?、芮筝S承當量動載荷</b></p><p>　　查設(shè)計手冊知e=0.31</p><p>　　查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)</p><p><b>　　軸承1 </b></p><p><b>　　軸承2 </b></p>&l

55、t;p>　　因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則</p><p><b>　?、?驗算軸承壽命</b></p><p>　　因為,所以按軸承1的受力大小驗算</p><p>　　選擇軸承滿足壽命要求.</p><p>　　十一、聯(lián)軸器的選擇：</p><p>　　聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，

56、查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則</p><p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm</p><p>　　十二、潤滑方式的確定：</p><p>　　因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92

57、中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。</p><p>　　十三、減速器箱體的設(shè)計</p><p><b>　　十四.參考文獻：</b></p><p>　　《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》(第二版)—清華大學 吳宗澤 北京科技大學 羅圣國主編。</p><p>　　《機械設(shè)計課程設(shè)計指導書》（第二版）——羅圣國，李平林等主編。<