機械設計課程設計-兩級圓柱齒輪減速器設計

1、<p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　傳動方案的分析傳動方案如下：為兩級圓柱齒輪減速器。齒輪為斜齒輪，總傳動比大，結構簡單，應用廣。斜齒輪傳動時，傳動平穩(wěn)。鏈傳動運動不平穩(wěn)，為減小沖擊和振動，將其布置在低速級。電動機的選擇1.工作機的輸出功率：滾筒的轉速：2.工作機的有效功率聯(lián)軸器功率 齒輪功率 鏈輪功率軸承功率 輸送帶功率總效率為78.85%工作機輸出功率3040w滾筒轉速46.5

2、22r/min總效率78.85%</p><p>　設計與計算說明主要結果</p><p>　3.電動機的選擇：所需電機功率=3040/78.85%=3855.22w。參考文獻 查表20-1，可取Y112M-4型號。額定功率4KW 滿載轉速1440r/min 額定轉矩2.2 最大轉矩2.3 質量43Kg中心高H=112mm。外伸軸段D與E為28mm和60mm。轉動裝置的設計計算總轉動

3、比：=1440/46.522=30.953。分配各級轉動比為使兩極的大齒輪有相近的浸油深度，高速轉動比和低速轉動比為/=1.1-1.5。取1.3鏈轉動比為2-4。取2.4。=30.953可求出=4.095，=3.150，=2.4。各軸轉速=1440r/min=1440/4.095=351.65r/min=351.65/3.15=113.95r/min各軸輸入功率各軸輸入轉矩95503.855/1440=25.57N.m電動機型號Y112

4、M-4各級轉動比依次為4.0953.150.2.4轉速為1440r/m351.65r/m113.95r/m各軸輸入功率為3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各軸輸入扭矩25.57N.m</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　95503.828/1440=25.39N.m95503.676/351.65=99.83N.m9550 3.5

5、30/113.95=295.84N.m95503.215/46.522=660.28N.m以上數(shù)據整理如下：4.轉動件的設計（一）高速級齒輪的設計1.選擇精度，材料，齒數(shù)。參考文獻（2）第十章一般工作機，速度不高，選7級。小齒輪為40Cr，調質處理，硬度280HBS，大齒輪為45鋼，調質處理，硬度240HBS。小齒輪齒數(shù)選21，大齒輪選85。初選螺旋角14度2.按齒面接觸強度計算：即確定各計算值1，試選=1.6，2.由圖10-30選取區(qū)

6、域系數(shù)=2.433。3.由圖10-26查得=0.77，=0.93。+=1.7。4.由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。5.由10-6查得材料影響系數(shù)=189.86.由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa=550MPa。25.39N.m99.83N.m295.84N.m660.28N.m精度7級材料40Cr齒數(shù)21/85</p><p>　設計計算與說明主要結果</p>&l

7、t;p>　應力循環(huán)次數(shù)。=/2=6014401（1030028）/2=2.0736=/（2）=0.506375由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.9，0.95取失效概率1%，安全系數(shù)為S=1。=/S=0.9600=540MPa。=/S=0.95550=522.5MPa。7.許用接觸應力=（+）/2=531.21MPa。2）計算1.=35.55mm 2.V==2.680m/s3.b==35.551=35.55mm=/=h=2.25=

8、2.251.643=3.70mmb/h=35.55/3.70=9.608計算縱向重合度=0.318=0.318121tan14=1.6655.計算載荷系數(shù)Ka=1.5由V=2.680m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1由表10-13查=1.33 ，表10-4查=1.415由表10-3查==1.4所以K=KaKv=1.51.11.41.415=3.269按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為</p><

9、;p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　==45.11計算模數(shù)==（45.11cos）/21=2.08mm3.按齒根彎曲強度計算確定系數(shù)K=KaKv=1.51.11.41.33=3.0723由縱向重合度從圖10-28查螺旋影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)=22.988=93.05查齒形系數(shù)由表10-5查： 由10-20c 查小齒輪的彎曲疲勞極限為500MPa，大齒輪的為380MPa。由圖10-18取

10、彎曲疲勞系數(shù)為，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，且為對稱循環(huán)。=212.5MPa=167.2MPa。計算大小齒輪的，并比較=2.691.575/212.5=0.01994，=2.1941.783/167.2=0.023397。大齒輪數(shù)大模數(shù)為2.08</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　設計計算=1.59mm綜合比較可取模數(shù)為2.5mm?？蓾M足彎曲強度和接觸強度。4.

11、幾何尺寸計算中心距a===136.556mm將中心距圓整為136mm則=其改變不是很大，不必修正。大小齒輪分度圓直徑大小齒輪吃寬分別取55mm，60mm。（二）低速級齒輪設計1.選擇精度，材料，齒數(shù)。一般工作機，速度不高，選7級。小齒輪為40Cr，調質處理，硬度280HBS，大齒輪為45鋼，調質處理，硬度240HBS。小齒輪齒數(shù)選26，大齒輪選82。初選螺旋角14度2.按齒面接觸強度計算：即確定各計算值1，試選=1.6，2.由圖10-3

12、0選取區(qū)域系數(shù)=2.433。3.由圖10-26查得=0.73，=0..88。+=1.61。4.由表10-7選取齒寬系數(shù)=1。5.由10-6查得材料影響系數(shù)=189.86.由圖10-21d，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa模數(shù)為1.59最后取2.5中心距為136分度圓直徑為53.89218.11齒寬為60557級45鋼齒數(shù)26/82</p><p>　設計計算與說明主要結果</p>

13、<p>　=550MPa。應力循環(huán)次數(shù)。=/2=60351.651（1030028）/2=0.75955=/（2）=0.24113由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)0.91，0.94取失效概率1%，安全系數(shù)為S=1。=/S=0.91600=546MPa。=/S=0.94550=517MPa。7.許用接觸應力=（+）/2=531.5MPa。2）計算1.=58.02mm 2.V==1.0680m/s3.b==58.021=58.0

14、2mm=/=h=2.25=2.252.165=4.8732mmb/h=58.02/4.8732=11.909計算縱向重合度=0.318=0.318126tan14=2.0615.計算載荷系數(shù)Ka=1.5由V=1.069m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06由表10-13查=1.40 ，表10-4查=1.42由表10-3查==1.4所以K=KaKv=1.51.061.41.42=3.16092</p>&l

15、t;p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑為==72.827計算模數(shù)==（72.872cos）/26=2.718mm3.按齒根彎曲強度計算確定系數(shù)K=KaKv=1.51.061.41.4=3.1164由縱向重合度從圖10-28查螺旋影響系數(shù)=0.88計算當量齒數(shù)=28.462=89.764查齒形系數(shù)由表10-5查： 由10-20c 查小齒輪的彎曲疲勞極限為500

16、MPa，大齒輪的為380MPa。由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù)為，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，且為對稱循環(huán)。=225MPa=174.8MPa。計算大小齒輪的，并比較=2.541.615/225=0.018232，=2.2181.778/174.8=0.021561。大齒輪數(shù)大模數(shù)為2.718</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　設計計算=2.195mm對比計算結果，

17、由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取模數(shù)2.5，可滿足彎曲疲勞強度，但為了滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑72.827mm來計算應有的齒數(shù)，，齒輪1取28，則齒輪2取3.15 28=894.幾何尺寸計算中心距a===150.727mm將中心距圓整為150mm則=其改變不是很大，不必修正。大小齒輪分度圓直徑大小齒輪吃寬分別取75mm，80mm。（三）鏈輪的設計1.取小鏈輪齒數(shù)為17，則大鏈

18、輪齒數(shù)為41。參考文獻（2）第九章由表9-7查得Ka=1.4，由9-13查得Kz=1.35。則單排鏈計算功率為2由=6.67KW，及轉速113.95r/min。查圖9-11可選20A-1。插表9-1，鏈條節(jié)距為p=31.75mm。3.計算鏈節(jié)數(shù)和中心距取=1000mm相應的鏈節(jié)數(shù)為取鏈節(jié)數(shù)為94模數(shù)為2.195最后取2.5齒數(shù)為28/89中心距為150分度圓直徑為71.79228.21齒寬為8075齒數(shù)為17/41</p>

19、<p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　查表9-7得到中心距系數(shù)=0.24814則鏈的的最大中心距為4 .由v和鏈號，查圖9-14可知采用滴油潤滑。5. 有效圓周力：壓軸力系數(shù)，則壓軸力為N其總的轉動比為其誤差為0.25%5.軸的設計（一）高速軸 參考文獻第15章1. =3.828KW，=1440r/min，T=25390N.mm。2.作用在齒輪上的力3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選

20、40Cr，調質處理。根據表15-3取A0=112因軸上有鍵槽其最小直徑需擴大7%，為16.6mm。故可選彈性柱銷聯(lián)軸器。選HL2聯(lián)軸器2252GB5014-854.軸的尺寸如下圖：最大中心距993速度1.025有效圓周力3443壓軸力3960相對誤差0.25%</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　5.軸的受力分析如下：計算如下；力如下（1）</p>&

21、lt;p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　（2）彎距如下（1）（2）取最大值40385，扭矩為253906.校核軸的強度取齒輪中心處和齒輪左側校核。中心處：齒輪左側處材料為40Cr，調質處理，由表15-1查得=70MPa。故可以滿足。（二）中速軸1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齒輪上的力齒輪2的分度圓直徑為218.11mm最大彎矩為40385扭

22、矩為25390強度滿足</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　齒輪2上的同齒輪1的力相同，方向相反。3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選45鋼，調質處理。根據表15-3取A0=1124.軸的尺寸如下圖：受力圖如下：</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　5計算：力如下：=2781+942-2128=

23、2595N（1）352+361-1038=-325N（2）836+352-1038=150N。彎矩如下：（1）（2）總彎矩如（1）</p><p>　設計計算與說明</p><p>?。?）最大值為（2）中的，扭矩為99830。6.較核軸的強度。由圖知道最大彎矩和扭拒在齒輪3的中心處，并較核齒輪3左側的軸肩處的強度。左側軸肩處的彎矩為材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得=60MPa。故

24、可以滿足（三）低速軸1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齒輪上的力同齒輪三的力大小相等，方向相反。3.該軸上的齒輪直徑小，為齒輪軸，選45鋼，調質處理。根據表15-3取A0=112由于有兩個鍵槽直徑需擴大1.1倍，為34.55mm。故最小處取為36mm。4.尺寸如下最大彎矩為147468強度滿足最小直徑36</p><p>　設計計算與說明主要結果</p>

25、;<p>　5.受力圖如下：計算如下：（1）</p><p>　設計計算與說明主要結果</p><p>　（2）彎矩如下：（1）2處的明顯要小很多。（2）2處的明顯要小很多。由尺寸圖可以知道軸1處的彎矩最大，直徑相對最小6.材料為40Cr，調質處理，由表15-1查得=70MPa。故可以滿足。7.軸1處的軸肩受的彎矩相對很大，切受扭矩。有應力集中，過度配合。需校核該軸鍵左側，右