機械設計課程設計--二級圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器設計

1、<p>　設計計算及說明結果</p><p>　一、設計任務書1.1傳動方案示意圖圖一、傳動方案簡圖 1.2原始數(shù)據(jù)1.3工作條件三班制，使用年限為10年，連續(xù)單向于運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸鏈速度允許誤差為鏈速度的。1.4工作量1、傳動系統(tǒng)方案的分析；2、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；3、傳動零件的設計計算；4、軸的設計計算；5、軸承

2、及其組合部件選擇和軸承壽命校核；6、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；7、減速器箱體，潤滑及附件的設計；8、裝配圖和零件圖的設計；9、設計小結；10、參考文獻；二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一，其擬定的依據(jù)是結構緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算設計計算及說

3、明結果</p><p>　3.1 電動機的選擇1、電動機類型選擇：選擇電動機的類型為三相異步電動機，額定電壓交流380V。2、電動機容量選擇：（1）工作機所需功率=FV/1000 F-工作機阻力 v-工作機線速度 -工作機效率可取0.96(2) 電動機輸出功率考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為=/為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即=0.833-滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐

4、齒輪傳動效率取0.95-圓柱齒輪傳動效率取0.97 -聯(lián)軸器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 =（3）確定電動機的額定功率因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機的額定功率為5.5Kw。3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速=60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15，故電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為—=(8-15）

5、=873.6—1638r/min?？梢娡睫D(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min 的電動機都符合，這里初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ，1500r/min的兩種電動機進行</p><p>　表2 電動機方案比較表（指導書 表19-1）由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比小，傳種裝置結構尺寸小，因此可采用方案1，選定電動機型號為Y132M2-63.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配1、傳動裝置總傳動比

6、=960/109.2=8.792、分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取=2.2 =43.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標號均已在圖中標出）＝=960r/min＝=960/202=436.36r/min＝/=436.36/4=109.2r/min=109.2r/min2、各軸輸入功率=4.95kw. =4.655kw =4.47kw=.=4.38k

7、w3、各軸轉(zhuǎn)矩 =49.24N.m設計計算及說明選Y132M2-6型電動機 =2.2=4=960=436.36=109.2r/min=4.95 kw=4.65 kw=4.47 kw=4.38 kw結果</p><p>　=101.88N.m=390.92N.m =383.04N.M將計算結果匯總列表如下四、傳動零件的設計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設計（主要參照教材《機械設計（第八版）》）已知輸入功率為=4.6

8、55kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=436.36r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年（設每年工作300天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88） （2）材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。選小

9、齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。2、按齒面接觸疲勞強度計算按下式設計計算設計計算及說明小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)）280 HBS大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)）240 HBS7級精度結果</p><p>　=（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)=1.6查教材圖表（圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)=2.435查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 查教材圖表（圖10-26）得 =0.765 =0.88 =1.645由教材

10、公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×436.36×1×（3×8×300×10）=1.885×10hN=0.471X10h查教材10-19圖得：K=0.9 K=0.95查取齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 550Mpa 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=1小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=95.5×10×=9550X4655/436.36=101.

11、88N.m齒輪的接觸疲勞強度極限：取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式（10-12）得:[]==0.9×650=585 []==0.95×550=522.5 許用接觸應力為 設計計算按式計算小齒輪分度圓直徑==計算圓周速度1.27m/s計算齒寬b及模數(shù)設計計算及說明=1.6=2.435=189.8=1.645K=0.9 K=0.95650Mpa 550Mpa=1T=101.88N.m=5

12、53.75</p><p>　b==1.5567=55.67mm=計算齒寬與高之比齒高h= =2.25×2.455=5.24= =10.62計算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318X1X22tan=1.744計算載荷系數(shù)K系數(shù)=1，根據(jù)V=1.27m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.08查教材圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1.4由教材圖表(表10-4）查得=1.4

13、20查教材圖表（圖10-13）得=1.32所以載荷系數(shù)=2.147按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=計算模數(shù)=3、按齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式≥設計確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算載荷系數(shù) =1.99根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表（圖10-28）查得螺旋影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)=24.08 設計計算及說明=2.455=10.62=1.744=1.4=1.420=1.32=61.4mm=2.7 mm=24.08結

14、果</p><p>　=96.33查取齒形系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=2.6476 ，=2.18734查取應力校正系數(shù) 查教材圖表（表10-5）=1.5808 ，=1.78633查教材圖表（圖10-20c）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限=520MPa ，大齒輪彎曲疲勞強度極限=400MPa 。查教材圖表（圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85 K=0.88 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=

15、1.4，由式得[]=[]=計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大.選用.設計計算計算模數(shù)對比計算結果，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)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=61.4來計算應有的齒數(shù).2）

16、計算齒數(shù) z==29.78 取z=30 那么z=4×30=120 設計計算及說明=96.33=2.6474=2.187=1.5808=1.7863=</p><p>　4、幾何尺寸計算計算中心距a===155按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d==62d==248計算齒輪寬度B=結構設計小齒輪（齒輪1）齒頂圓直徑為66

17、mm 采用實心結構大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑為252mm 采用腹板式結構其零件圖如下圖二、斜齒圓柱齒輪設計計算及說明a=155mm=d=62d=248結果</p><p>　4.2直齒圓錐齒輪傳動設計（主要參照教材《機械設計（第八版）》）已知輸入功率為=4.95kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=436.36r/min、齒數(shù)比為2.2由電動機驅(qū)動。工作壽命10年（設每年工作300天），三班制，帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。

18、1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 材料選擇 由《機械設計（第八版）》表10-1 小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 2、按齒面接觸疲勞強度設計設計計算公式： ≥、確定公式內(nèi)的各計算值試選載荷系數(shù)=1.8小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=95.5&

19、#215;10×=49.24KN.Mm取齒寬系數(shù)查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強度極限650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550Mpa 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8 由教材公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×960×1×（3×8×300×10=4.1472×10hN=0.471×10h查教材10-</p&g

20、t;<p>　[]==0.9×550=495 設計計算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入中的較小值得計算圓周速度V4.28m/s計算載荷系數(shù)系數(shù)=1，根據(jù)V=4.28m/s，7級精度查圖表（圖10-8）得動載系數(shù)=1.15查圖表（表10-3）得齒間載荷分布系數(shù)=1根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875得載荷系數(shù) =2.156按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得=

21、5）計算模數(shù)M3、按齒根彎曲疲勞強度設計設計公式：m≥確定公式內(nèi)各計算數(shù)值計算載荷系數(shù) =1X1.15X1X1.875=2.159計算當量齒數(shù)=27.4設計及設計說明[]=495=85.22mmV=4.28m/sK=2.156=3.62mmK=2.159結果</p><p>　=133.5由教材表10-5查得齒形系數(shù)應力校正系數(shù) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極

22、限由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.83 K=0.85計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得[]=[]=計算大小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.設計計算取M=2.75mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為

23、標準模數(shù),取m=2.75mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=90.50來計算應有的齒數(shù).設計及設計說明K=0.83K=0.85M=2.75mm結果</p><p>　計算齒數(shù) z=33 取z=33 那么z=2.2×33=734、計算幾何尺寸d==90.75 d==200.75=24.mm=38.37圓整取=36mm =41mm機構設計小錐齒輪（齒輪1