1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：一級斜齒輪減速器機電院工業(yè)設(shè)計專業(yè)09工業(yè)設(shè)計一班設(shè)計者：孫正偉指導老師：張雷2011年12月22日內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學選擇V帶傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。傳動裝置的總效率an = n 1 n 22 n 33 n 4 = 0.96 x 0.992 x 0.99 x 0.983 = 0.877;1為V帶的效率,n 2為第一對軸承的效率，3為齒輪的效率，4為軸承的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑因是薄壁防護罩，采用開式效率計算）。2. 電動機的選擇電動機所需工作功率為：P工作=3.65kw經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i = 2, 二級圓柱斜齒輪減速器

2、傳動比i減，則總傳動比合理范圍為L = 16160。綜合考慮電動機 和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳 動比，選定型號為丫112M 4的三相異步電動機，額定功率 為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速nr 1460 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 吐和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n， 可得傳動裝置總傳動比為ia = 7.94(2) 分配傳動裝置傳動比i 總=7.94 i v=2 i 減=3.974. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速n = nm /i0 = 680n = ni/i 1 = 171.

3、285(2) 各軸輸入功率Pi = Pd X 1 = 3.838kwPn = pi X n X 3 = 3.539kw(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩=Td X i0 X 1 N m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td =9550空 =9550 Xnm3.791/1440=191.296所以:% = Td X io X 1 Tn =x i1 X 1 X 2=103.535 Nm運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表n(r/min)P(kw)T(N M)1軸7203.63948.2722軸146.9393.459231.8055.設(shè)計V帶和帶輪 確定計算功率查課本 P178 表 9-6 Ka=1.2Pca=KaPd=4.549, 式中

4、打為工作情況系數(shù)，P為傳遞的額定功 率,既電機的額定功率.選擇帶型號根據(jù)Pca=KaPd=4.549, kA=3,查課本8-1表選用帶型為 A 型帶.選取帶輪基準直徑d d1 ,d d2查課本表8-6表8-8小帶輪基準直徑dd90mm驗算帶速v= 6.78m/ s ： 35m/ s在530s、,JIdd1 nm兀漢 90漢1400V60 1000 60 1000范圍內(nèi)，V帶充分發(fā)揮確定中心距a和帶的基準長度：由于,所以初步選取中心距a:定中心距a°=400mm2Ld=2ao(dd1 dd2) 蟲 出 1244mm mm.查課本 表 8-2 選24ao取基準長度Ld=1250mmLd

5、- Lda =a0 d J = 400 -(1250 -1224)/2 = 413mm2取 amin=a-0.015Ld=400-0.015 X 1250=391mmAmax=a+0.032Ld=448mm驗算小帶輪包角?1宀=180 -dd2 _dd1 573 =167.5，包角合適。a a確定V帶根數(shù)Z因 dd1 二 90mm，帶速 v = 6.78m/ s，傳動比 i° = 2 , 查課本P148表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由內(nèi)插值 法得：p° =0.17kw .查課本P142表8-2得Kl=0.93.查課本P154表8-8,并由內(nèi)插值法得K =0.9

6、7由P154公式8-22得Z=3.923故選Z=4帶。計算預緊力F0查課本P145表8-4可得0.1kg/m,故:單根普通V帶張緊后的初拉力為Fo=122N 計算作用在軸上的壓軸力Fp 利用P155公式8-24可得:Fp=969.726N6. 齒輪的設(shè)計減速器齒輪傳動的設(shè)計計算材料：低速級小齒輪選用40調(diào)制齒面硬度為小齒輪280HBS 取小齒齒數(shù) 乙=24速級大齒輪選用45專岡正火，齒面硬度為大齒輪 240HBSZ2=95.28 圓整取 Z2=96齒輪精度按GB/T10095- 1998,選擇7級，齒根噴丸強化。按齒面接觸強度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選K=2 查課本由P215圖10

7、-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.433 試選14°,查課本由P214圖10-26查得；：1=0.78；：2=0.87；=0.78+0.87=1.65K HN1 =0.9K HN2 =0.95查課本由P207圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限- H lim 1 二 600MPa ,大齒輪的接觸疲勞強度極限J H lim 1 = 5 5M0 P a取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力K HN1”J H lim 1=558MPac2 = 込=588MPaS口二血ml 3 =573MPa2查課本由R 9表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MP3選取齒

8、寬系數(shù)=0.8mmT=95.5 X 105 X P2/n2 =229.461 =62.117D1t>=80.868mm二 74.52 135.342. 計算圓周速度nd1t n2-60 1000 一 60 1 0 0 03. 計算齒寬b= dd1t =62.117mm4. 計算齒寬和齒高之比bh模數(shù)mt =2.5B/h=5. 計算縱向重合度；1 =0.318 dz1 tan ： =0.318 24 tan 14 =1.9036. 計算載荷系數(shù)KKh =1.426使用系數(shù)Ka=1同高速齒輪的設(shè)計，查表選取各數(shù)值kv =2Kf -=1.35Kh： =Kf： =1.1故載荷系數(shù)3dRt KKt

9、3.按齒根彎曲強度設(shè)計K = KaKvKhKh 1=1 X 1.03X 1.2X 1.426=2.157. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑=71.77 X 12.02 = 76.33mmV 2Zi計算模數(shù)叫二士0匸嚴33 cos14=3.3230m>ZKTYcos2： YfYs； %Z21 乜升確定公式內(nèi)各計算數(shù)值(1) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩1 = 143.3 kNm(2) 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取 乙=23乙=96 i 0.032% 二 5%,允許(3) 初選齒寬系數(shù)二按對稱布置，由表查得 二=1(4) 初選螺旋角 初定螺旋角=14:(5) 載荷系數(shù)KK = K： K K二 0

10、=1 X 1.25X 1.1X 1.35= 1.912(6) 當量齒數(shù)z-=乙 /cos = 30/ cos312 = 32.056Z- = z/cos = 70/ cos312 = 74.797由課本P197表10-5查得齒形系數(shù)丫上和應力修正系 數(shù)丫；(7) 螺旋角系數(shù)丫軸向重合度：匯m運=匸=1.903(8) 計算大小齒輪的土電升齒輪彎曲疲勞強度極限；fei - 321.43MPa二 fe2 = 252.43MPa查課本由P202圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni=0.90K fn2=0.93S=1.41=Kfn1=fE1 二 0.90 500 = 303.57MPaS1.46 2

11、= Kfn；fF2 二 0.93 j80 二 238.86MPa計算大小齒輪的丫與,并加以比較YFa1 FSa12.592x 1.596 _ 0 0136361321.43YFa2FSa22198 匸782 “。J2252.43大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算 計算模數(shù)2 1.912 2.198 105 0.88 cos2 14 0.0155_2421 301.65mm = 2.35mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模 數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取m=2.5mm但為 了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算 得

12、的分度圓直徑d1=76.33 mm來計算應有的齒數(shù). z1=76.33 cos14 =26 取 乙=26mnZ =3.54 X 31=96 取乙=96初算主要尺寸計算中心距 a= (zi ?2)mn =(109 31) 25 =180.35 mm2 cos P2 乂 cos14將中心距圓整為180 mm修正螺旋角:=arCCOsC 2)mn 二 arccos(31109) 2.522 "73因值改變不多，故參數(shù)，匕Zh等不必修正 分度圓直徑d 嚴込二 31 2.5=62mm42=込=109 2.5 =284 mm 計算齒輪寬度B=62mm圓整后取 b仁62mm b2=67mm7. 傳

13、動軸承和傳動軸的設(shè)計1.傳動軸承的設(shè)計.求輸出軸上的功率P3，轉(zhuǎn)速03，轉(zhuǎn)矩T3Pa=3.03KWna=38.32r/mi nT3=756.24N. m.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2 =280.27mm而尸=並=亠乞5396.51Nd2280.27ta n20°a nFr = Ft- =5396.51o =2023.44 Ncos ：Fa= Ftta- =5396X 0.246734=1331.37N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)課本P361表15-

14、3取Ao =112九譏3 n： ""mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d ,為了使所選的軸和聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型 號查課本 P343表 14-1,選取 Ka =1.3Tea =KaT3 =1.3 719386 =935201.8N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計手冊22-112選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為 500Nm半 聯(lián)軸器的孑L徑d1 =50mm,故取du = 50mm半聯(lián)軸器的長度L = 112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為匚二84mm根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求

15、，1 - H軸段右端需要制出一軸肩,故取U -川的直徑 dz =47mm ；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋 圈直徑 D =50mm 半聯(lián)軸器和 軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故I - U的長度應比 略短一些,現(xiàn)取心二82mm初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向 力的作用，故選用單列角接觸球軸承參照工作要 求并根據(jù)d口=47mm,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角接觸球軸承 7010C型.dDBd2D2軸承代 號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309

16、B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.從動軸的設(shè)計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 d D B -50mm 80mm 16mm , 故 d 皿司=d 町 = 50mm ； 而右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位 .由手冊上 查得 7010C型軸承定位軸肩高度 h . 0.07d,取h =3.5mm,因此 d二 57 mm, 取安裝齒輪處的軸段d 58mm ；齒輪的右端和左 軸承之間采用套筒定位.已知齒輪轂的寬度為75mm為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬 度,故取l=72mm.齒輪的左端采用軸

17、肩定位,軸肩高 3.5,取dv=65mm.軸環(huán)寬度 b_i.4h,取 b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為 20mm由減速器及軸承端 蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸 承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面和半聯(lián)軸器右端 面間的距離I = 30mm ,故取1口_皿二50mm. 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=16mm,兩圓柱齒輪 間的距離C=20mm .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動 軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離S,取S=8mm,已知 滾動軸承寬度T=16mm,高速齒輪輪轂長L=50mm,則I 皿型=T s a (75 - 72) = (16 8 163) mm 二 43mm1 即=

18、L s c-l 皿_ l v=(50 8 20 16 - 24 - 8)mm = 62mm至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支 點位置時,對于圓錐滾子軸承,a=16.7mm,因此，做為簡支梁的軸的 支承跨距.L2 L3 =114.8mm 60.8mm = 175.6mmFnh1Ft =4348.161506NL2 L3175.6L114 8FnH2 2 Ft =4348.162843NL2 + L3175.6FaDFr L3 予F NV1FNV 2J =809NL2' L3=Fr -FnV2 =1630 -809 =821NM H =172888.8N mmM vi = Fnvi L2 = 809 114.8 = 92873.2N