二級圓柱斜齒輪減速器課程設計（含三維圖SW）

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==4.480 低速軸的傳動比：== 14.868/4.480=3.319 2、各軸功率、轉速和轉矩的計算 0軸：即電機軸 P0==2.38KW n0=1420r/min T0=9550×P0/n0=9550×2.38/1420=16.006 Ⅰ軸：即減速器高速軸 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軸：即減速器中間軸 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軸：即減速器的低速軸 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軸：即傳動滾筒軸 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 將上述計算結果匯于下頁表： 表3-1 各 軸 運 動 及 動 力 參 數(shù) 軸序號 功 率 P/ KW 轉 速 n/(r/min) 轉 矩 T/N.m 傳動形式 傳動比i 效率η 0軸 2.38 1420 16.006 帶傳動 2.5 0．96 Ⅰ軸 2.285 568 38.42 齒輪傳動 4.48 0．96 Ⅱ軸 2.194 126.79 165.26 齒輪傳動 3.319 0．96 Ⅲ軸 2.109 38.20 526.75 聯(lián)軸器 1.0 0．98 Ⅳ軸 2.065 38.20 516.25 四、傳動零件的設計計算 帶傳動的設計計算 4.1選擇V帶型號 查表得工況系數(shù)KA=1.1 計算功率Pc=KA·P=1.13=3.3kW 根據(jù)Pc，查的坐標交點位于A型區(qū)，故選擇A型帶計算。 4.2確定小帶輪基準直徑 查得> 取=112mm 4.3驗算帶速 v= =8.33m/s 在5～25m/s之間 合適 4.4確定大帶輪基準直徑 ==1420/568×112=280mm 取標準值=280mm 實際從動輪轉速和實際傳動比i 不計ε影響，若算得與預定轉速相差5%為允許。 r/min 驗證： 合適 4.5確定實際中心距與帶長 初定中心距： 即274.4mm≤≤784mm 取=500mm =2+（+）+ =2×500+（112+280）+=1629.86mm 取=1600mm 實際中心距： =+=500+=458.07mm 調整范圍： mm mm 4.6驗算小輪包角 =-=159.22>120 合適 4.7計算帶的根數(shù) 單根V帶所能傳遞的功率 包角系數(shù) A型帶查得： =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帶的根數(shù) Z≥==2.17 取Z=3根 4.8確定初拉力 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計算軸壓力 按教材公式： Q=2F0zsin=2×114.85×3×sin=677.8N 五、高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算： 原始數(shù)據(jù)：高速軸的輸入功率 ： 2.285kW 小齒輪轉速 ： 1420 r/min 傳動比 ： 2.5 單向傳動，工作載荷有輕微沖擊， 每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5年。 1.選擇齒輪材料精度等級 齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理，由表5—1查得 小齒輪45調質，硬度217～255HB，取硬度為235—250HB； 大齒輪材料選用45鋼，正火處理，硬度162～217HB，取190—217HB。 齒輪精度等級為8級 計算應力循環(huán)次數(shù)N (由教材式5—33) h h 查教材圖5-17得=1.03, =1.10 取Zw=1.0，=1.0，=1.0，=1.0 由教材圖5-16(b)得: =580Mpa，=545MPa 由教材式(5-28)計算許用接觸應力 =ZN1ZXZWZLVR==594.7Mpa =ZN2ZXZWZLVR==594.5Mpa 2. 按接觸疲勞強度計算中心距 取1.0 由教材表5—5查得：=189.8 取=0.35 T1==38415.22 初?。?, 暫取： 估?。? 由教材式5—41 計算 ==2.47 = =113.18mm 圓整?。骸? a=125mm 一般取： mm 取標準模數(shù)： 總齒數(shù)： zε ===122.26 整取 ： zε =122 小齒輪齒數(shù) ：z1=zε/(i+1)=122/(4.48+1)=23 整?。? z1 =23 大齒輪齒數(shù)： z2= zε- z1 =99 ?。? z1=23 z2=99 實際傳動比： 傳動比誤差： ＜5% 故在范圍內。 修正螺旋角 ： 與相近，故、可不修正 3.驗證圓周速度 =(3.14×1420×47.131)/(60×1000)=3.51m/s<6m/s故滿足要求 4.計算齒輪的幾何參數(shù) 由5-3 按電動機驅動，輕度沖擊 按8級精度查圖5-4(b)得：　 齒寬： 取整：b2=50mm b1=45mm 按， 考慮到軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱位置查機械設計教材圖5-7a 得：　按8級精度 查機械設計教材表5-4得： 1.25×1.01×1.13×1.2=1.71195 齒頂圓直徑： 端面壓力角： 齒輪基圓直徑： 齒頂圓壓力角： 基圓螺旋角： 由教材式5-41得：ZH= 由教材式5-42得： 由教材式5-43得： 5.驗算齒根彎曲強度 由式5-44得 = ≤ =/=23/ =24.74 =/=99/=106.5 查圖5-14得：=2.7,=2.16 查圖5-15得：=1.63,=1.83 由式5-47計算： =1-=1-1.56=0.8 由式5-48計算： =0.25+=0.25+=0.43 由式5-31計算彎曲疲勞許用應力 查圖5-18b得：220MPa,210MPa 查圖5-19得：1.0 取： Yx=1.0 ?。? ==314Mpa ==300Mpa = = =32.116MPa<=314Mpa 安全 = ==28.9MPa<=300MPa 安全 6．齒輪主要幾何參數(shù) 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 齒輪的結構設計： ①小齒輪：由于小齒輪齒頂?shù)芥I頂距離x<5，因此齒輪和軸可制成一體的齒輪軸。 ②對于大齒輪，<500m 因此，做成腹板結構。 六、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 由前面計算得知： 二軸傳遞的功率P2=2.194kw，轉速n1=126.79r/min， 轉矩T1=165.26N.m，齒數(shù)比i2=3.319， 單向傳動，工作載荷有輕微沖擊， 每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5年。 1.選擇齒輪材料，確定精度及許用應力 小齒輪為45鋼，調質處理，硬度為217—255HB 大齒輪為45鋼，正火處理，硬度為190—217HB 齒輪精度為8級 計算應力循環(huán)次數(shù)N (由教材式5—33) =60=60×126.75×1×(8×300×5×2)=1.83×108 =/u== 查圖5—17得：1.10, 1.4 取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0 查圖5—16得：=580MPa, =545MPa 由式5—28 =×1.0×1.0=638MPa =×1.0×1.0=763MPa 2.按接觸疲勞強度確定中心距 ≥(u+1)mm T2==165255.15N·mm 初選=1.2，暫取,0.4 由式5—42 0.99 由表5—5 得=189.8 由式5—41 計算 估取 則= ==2.47 a≥(i+1) = =133.93mm 圓整取： a=140mm 一般?。? =(0.01～0.02)a= (0.01～0.02)×140=1.4～2.8mm 取標準值： =2mm 兩齒輪齒數(shù)和 ：zε===137 ?。簔ε=137 則z1= zε/(i +1)= =32 ?。簔1=32 則：z2= zε-z1=137-32=105 實際傳動比：i實=z2/z1==3.28 傳動比誤差： ＜5% 故在范圍內。 修正螺旋角 ： β=arccos= arccos=11.88260 與初選 接近，，可不修正 ===60.401mm ==214.599mm 圓周速度： V===0.434m/s 取齒輪精度為8級 3．驗算齒面接觸疲勞強度 =≤ 有表5-3查得：=1.25 /100=0.43×32/100=0.139 按8級精度查圖5-4得動載系數(shù)=1.01 齒寬 b==0.35×140=49mm ?。簃m mm =50/65.401=0.765 查圖5-7齒輪相對于軸承非對稱布置，兩輪均為軟齒面，得：=1.10，查表5-4得： =1.2 載荷系數(shù)==1.25×1.01×1.10×1.2=1.6665 計算重合度，以計算： =+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計算 =0.989 = arctan(tancos) = arctan(tan11.8826°×cos20.020)=11.1570 == =2.45 由式5-38計算齒面接觸應力 = =2.45×189.8×0.766×0.989× =644.9MPa<[]=763Mpa 4．校核齒根彎曲疲勞強度 由式5-44得； = ≤ =z1/=32/ =34.149 =z2/=105/=112.05 查圖5-14得：=2.45,=2.2 查圖5-15得：=1.65,=1.81 由式5-47計算 =1-=1-1.638×=0.838 由式5-48計算 =0.25+=0.25+=0.681 由式5-31計算彎曲疲勞許用應力 查圖5-18b得：220MPa,210MPa 查圖5-19得： 1.0 ?。? Yx=1.0 ?。? ==314 Mpa ==300Mpa = = =194.3MPa<=314Mpa 安全 ===191.38MPa<=300MPa 安全 5．齒輪主要幾何參數(shù) 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 齒輪結構設計計算： （1）小齒輪，制成實心結構的齒輪。 （2）大齒輪，，做成腹板結構。 七、軸的設計計算 1．減速器高速軸的設計計算 （1）選擇軸的材料 軸的材料為45號鋼，調質處理 （2）按扭矩初步估算軸端直徑 初步確定高速軸外伸段直徑，高速軸外伸段上安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器另一端聯(lián) 電動機軸。 其軸徑可按下式求得： 查表（8-2）得：=110—160，?。?118 考慮軸端有一個鍵槽，在計算時應該增加3%～5% ×（1+3%）=14.5mm 故?。?28mm （3）初選滾動軸承 根據(jù)軸端尺寸，聯(lián)軸器的定位方式和軸承的大概 安裝位置，初選單列深溝球軸承GB6207 （4）設計軸的結構 軸承按標準取6207內徑為 該軸為齒輪軸，軸承的周向用過盈的配合， 聯(lián)軸器的周向用鍵定位。 b．布置軸上零件，設計軸的結構 根據(jù)安裝和定位的需要，初定各軸段直徑和長度，各跨度尺寸， 作軸的簡圖如圖1： 圖1 （5）對軸進行分析，作當量彎矩圖。 計算齒輪所受的各個分力，繪制空間受力簡圖: 圓周力： =/=2×16.006×1000/47.131=679.22N 軸向力： 徑向力： 齒輪的分度圓直徑： =47.131mm 將空間力系分解為H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖 ， 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 求軸的彎矩M，畫彎矩圖 畫軸的扭矩圖 T=16006 求計算彎矩，畫計算彎矩圖 取根據(jù)， 78872.8 H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖 6）校核軸的靜強度 根據(jù)圖中軸的結構尺寸，選擇彎矩較大的Ⅰ剖面和Ⅱ剖面進行驗算。 根據(jù)主教材查得=59 MPa Ⅰ剖面的計算應力： 安全 Ⅱ剖面的計算應力： 安全 7）校核軸的疲勞強度 a．判斷危險剖面 分別選擇Ⅳ，Ⅲ剖面進行驗算：Ⅲ剖面所受的彎矩和扭矩大，軸肩圓角處有 應力集中。Ⅳ剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角 三個應力集中源。 45鋼調質的機械性能參數(shù)：，，。 b．Ⅲ剖面疲勞強度安全系數(shù)校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。 根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù)。 根據(jù)： 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], 滿足要求 c. Ⅳ剖面校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環(huán)變應力。扭剪應力按脈動循環(huán)處理。 根據(jù)教材附表查取應力集中系數(shù)，絕對尺寸影響系數(shù)和表面質量系數(shù)。 查得： ，，， 并?。? ==11.16 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 滿足要求 八、滾動軸承的選擇和壽命驗算 由于轉速高、有較小軸向力，故選用深溝球軸承 由《機械設計課程設計》查得6207軸承： =19.8KN =13.5KN 由前面計算得知： 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 軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1.2 =R =R 1073.8N ∵P1=P2 ∴按P2計算軸承的壽命 =5.68年 預期壽命: 5.68年＞5年 ，壽命足夠 在預期范圍內，不用更換軸承即可達到要求。 九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 聯(lián)軸器裝在高速軸軸端，需用鍵進行周向定位和傳遞轉矩。聯(lián)軸器與軸的配合直徑為28mm,傳遞轉矩T=16006 。 1. 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸。 2. 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸。 由于精度為8級，故選擇最常用的圓頭（A型）平鍵，因為它具有結構簡單，對中性好，裝拆方便等優(yōu)點。 鍵的材料：45鋼。 鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑 d由標準中選定，鍵的長度由軸孔長度確定，查表得： 高速軸與聯(lián)軸器連接的鍵： 軸徑=28mm，由表24-30查得鍵剖面寬b=8mm高 h=7mm。 選鍵長L=50mm 中間軸上大齒輪聯(lián)接的鍵： 軸徑為45mm，鍵 18×35 低速軸上與大齒輪聯(lián)接的鍵： 軸徑為65mm，選鍵18×35 低速軸上與鏈輪聯(lián)接的鍵 軸徑為50mm，選鍵1484 2.鍵聯(lián)接的強度計算 普通平鍵的主要失效形式是鍵，軸和輪轂三個零件中較弱零件的壓潰。由于 聯(lián)軸器材料是鋼，許用擠壓應力由表2-4查得： =0.8=0.8*290=232MPa。 鍵的工作長度： =-=35-9=24mm. 由式2-35得： == 安全。 十、聯(lián)軸器的選擇計算 在減速器高速軸與電動機之間需采用聯(lián)軸器聯(lián)接。因工作載荷不大，且有輕微沖擊，因此聯(lián)軸器應具有緩沖減振能力，故選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 減速器中高速軸轉距：38.42 根據(jù)：電動機軸直徑d=28mm，選擇聯(lián)軸器：TL型號 GB/T4323—2002 由指導書表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、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的 計算 1）齒輪潤滑油的選擇 潤滑油牌號 齒輪的接觸應力<500MPa，故選用抗氧銹工業(yè)齒輪油潤滑。 潤滑油的牌號按齒輪的圓周速度選擇 參照5-12選擇： 選用320 根據(jù)4.8-1：代號320 2）齒輪箱的油量計算 油面由箱座高度H確定斜齒輪應浸入油中一個齒高，但不應小于10mm。這樣確定出的油面為最低油面?？紤]使用中油不斷蒸發(fā)耗失，還應給出一個允許的最高油面，中小型減速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，確定箱座高度H的原則為，既要保證大齒輪齒頂圓到箱座底面的距離不小于，以避免齒輪回轉時將池底部的沉積物攪起，又要保證箱座底部有足夠的容積存放傳動所需的潤滑油。通常單級減速器每傳遞的功率，需油量： 箱座高度H≥+(30～50)++(3～5)㎜=140/2+46+8+5=117mm 圓整H=154mm 高速軸軸心距下箱內壁：154-10=144mm 油深：h=45mm 低速軸大齒輪浸油深度：14mm 沒超過大齒輪頂圓的1/3故油深合理 3）滾動軸承的潤滑 確定軸承的潤滑方式與密封方式 減速器中高速級齒輪圓周速度: 2.3 由于所以深溝球軸承采用油潤滑 4）滾動軸承的密封 高速軸密封處的圓周速度 所以采用皮碗密封。 十二、設計體會： 這次關于二級圓柱斜齒輪減速器課程設的目的就是讓我們學會怎么設計機械設備，結構原理以及每一個尺寸的選取都要深思熟慮，經(jīng)過反復校核只有達到要求，并且盡量節(jié)約材料的情況下才能繼續(xù)計算。在課設的過程中，我們上過一次實驗課，我覺得這個實驗對我們的課設真的很有幫助，通過拆裝的減速器，讓我們清楚認機械設計基礎課程設計是學校為了讓我們更深刻的理解認識機械的構造而進行的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎的一個重要教學環(huán)節(jié)，是我們進行專業(yè)課的奠基石?；仡欉@三周半的課程設計，讓我們學到了許多以前了解不到的知識。當我畫完三張圖時，內心的喜悅之情不言于表?？粗约寒嫷拿恳粡垐D，真的覺得自己的收獲很多，為我以后的畢業(yè)設計打下了堅實的基礎。 通過老師詳細的講解，為我們的課設做了深厚的鋪墊，不僅僅認識減速器的內部細節(jié)結構及工作原理，同時課設也培養(yǎng)我們的耐心和細心度，課設的每一步計算，都需要我有十足足夠的耐心和細心，有時候考慮的不夠周全，導致在設計的過程中有些數(shù)據(jù)不合理，所以就需要我從新審視計算。在畫圖時，每畫一個尺寸我都要考慮尺寸的合理性，當遇到困難時，我會和我一組的同學一起討論，尋求最佳方案，實在解決不了的問題，老師就幫助我們解決，最后得到最佳解決方案。這次課程設計是一次非常難得的磨練與精神體驗。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面和淺層次的理解，不能全面的去鍛煉我們的實踐面和面對綜合問題如何著手解決和狠，準，穩(wěn)的心態(tài)去面對與計算問題。如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的是如何合理的確定一個尺寸通過老師的指導以及我自己的努力，最后很順利的完成了這次的課程設計，感謝老師的細心指導，真實的感覺到老師是園丁呀！老師您辛苦了！ 這次的課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，這是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程，這也是對我們所學專業(yè)的考究和夯實，同時提高專業(yè)能力。在今后的學習中,我一定會戒驕戒躁,態(tài)度端正,虛心認真，我會永遠的記住一句話:“態(tài)度決定一切，細心，細心再細心，不怕過就怕不夠！” 十三、參考文獻： 1.駱素君、朱詩順主編《機械課程設計簡明手冊》，化學工業(yè)出版社，2006年8月第一版。 2.張建忠、何曉玲主編《機械設計課程設計》，高等教育出版社，2009年3月第一版。 3.楊黎明、楊志勤主編《機械設計簡明手冊》，國防工業(yè)出版社，2009年8月第二次印刷。 27