(論文)三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

機械設計課程設計說明書設 計 計 算 及 說 明結 果機械設計課程設計說明書設計題目：三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器院系：機械工程學院專業(yè)：機械設計制造及其自動化學號：設計人：指導教師：完成日期：一 設計任務書1.1 題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的三軸線雙極斜齒輪圓柱齒輪減速器。1.2 任務：1.3 傳動方案：1.4 設計參數(shù)： （1）傳送速度 V= 1.0 m/s （2）鼓輪直徑 D= 300 mm （3）鼓輪軸所需拉力 F=2600 N1.5 其它條件：使用年限5年，工作為1班工作制，工作中有輕震，經(jīng)常滿載，空載起動，單項運轉(zhuǎn)。二傳動方案簡述2.1 計算過程及計算說明（手冊說明：本人使用的機械設計手冊是化學工業(yè)出版社出版的第4版2002年1月第22次印刷版）2.2 選擇電動機容量工作機所需功率Pw工作機所需功率及所需的轉(zhuǎn)速由 得： r/min由P工作=FV/1000（式中： V -傳送速度; D -卷筒直徑;） 由電動機至工作機的總效率 h由 卷筒的效率 =0.96 聯(lián)軸器1的效率 =0.990.995 取= 0.99一對滾動軸承的效率 =0.980.99 取= 0.99一對齒輪傳動的效率 =0.960.99 取= 0.97聯(lián)軸器2的效率 =0.990.995 取= 0.99 一對滑動軸承效率 =0.97又 所以： P工作=26001（10000.96）=2.7083 kw電動機所需的輸出功率 kw確定電動機的額定功率Ped由機械設計（機械設計基礎）課程設計表20-1選取電動機額定功率 取 P ed= 4 kw2.3 電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇推算電動機轉(zhuǎn)速可選范圍，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表2-1查得展開式雙級圓柱齒輪減速器傳動比 =840，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為： 式中: -電動機轉(zhuǎn)速; -高速齒輪的傳動比 -低速齒輪的傳動比; -工作機的轉(zhuǎn)速 r/min 2.4 確定電動機的型號一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機。 初選方案：初選= 1440 r/min 即選擇Y112M-4 型電動機 2.5 電動機的主要參數(shù)（1） 電動機的主要技術數(shù)據(jù) 電動機型號額定功率kw最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/minY112M-442.21440 （2）電動機的外形示意圖 Y型密封式三相異步電動機 （3）電動機的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機型號Y132S 型號尺 寸HABCDEFGADACHDL1121901407028808241901152654002.6 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.6.1 理論總傳動比 nd : 電動機滿載轉(zhuǎn)速2.6.2 各級傳動比的分配齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配一般取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般取 取 ，又 5.6，2.7 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.7.1 各軸理論轉(zhuǎn)速設定：電動機軸為0軸，高速軸為軸 中間軸為軸低速軸為軸卷筒軸為IV軸 (1)電動機 r/min(2)軸 r/mim(3)軸 r/min(4)軸 r/min（5）IV軸 r/min2.7.2 各軸的輸入功率(1)電動機 kw(2)軸 kw(3)軸 kw(4)軸 kw（5）IV軸 kw2.7.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機(2)軸 (3)軸(4)軸 （5）IV軸2.7.4各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸號理論轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)傳動比電動軸1440426.531第I軸14403.92025.9975.6第II軸257.143.765139.8294.0第III軸64.293.615536.993第IV軸64.293471515.6021三、傳動設計3.1 高速級齒輪傳動設計3.1.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩=25.997 Nm小齒輪轉(zhuǎn)速=1440 r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、一班制工作、工作壽命為1年、工作機為帶式運輸機、有輕震。（設每年工作日為300天）3.1.2設計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 該為斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，MPa，MPa；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，MPa，MPa；二者材料硬度差為40HBS4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 175.6=95.2取955初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由1P218式10-21） 1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P205表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1 P217圖10-30）端面重合度 ， （由1P215 圖10-26） 應力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù)（由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應力取安全系數(shù) 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=35.52mm（2）計算圓周速度 2.68m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=7.77（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 根據(jù)電動機驅(qū)動，工作有輕震得 動載系數(shù) 根據(jù)v=2.68m/s、 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1.0， mm，得 =1.416 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)b/h=7.77， 得 齒向載荷分配系數(shù)、 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=1.251.101.41.2416=2.726（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 三 按齒根彎曲強度設計 1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN 得 （4）疲勞強度極限接觸疲勞強度極限 MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）（5）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 得（6）計算當量齒數(shù)ZV，（7）查取齒型系數(shù)YF 應力校正系數(shù)YS 計算得 （8）計算大小齒輪的 并加以比較 比較42.42mmmm4 計算齒輪寬度b mm 因為后面鍵的強度校核關系：取b=65mm； 65mm 70mm六 驗算 100N /mm 與初設相符 設計符合要求3.2 低速級齒輪傳動設計3.2.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩= Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速=257.14 r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、一班制工作、工作壽命為5年，工作機為帶式運輸機、有輕震。（設每年工作日為300天）3.2.2設計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 該為斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，MPa，MPa；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，MPa，MPa；二者材料硬度差為40HBS4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 254.0=1005初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P205表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P217 圖10-30）， （由1 P215圖10-26） 應力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞強度極限 MPa （由1P209圖10-21d）接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21d）取安全系數(shù)接觸疲勞許用應力2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=62.03mm（2）計算圓周速度 0.835 m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=62.03/5.417=11.45（4）計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) 根據(jù)電動機驅(qū)動,有輕震得 動載系數(shù) 根據(jù)v=0. 835m/s 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=1.0 mm，得 =1.422 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)b/h=11.45得 齒向載荷分配系數(shù)、 假設，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=1.251.011.41.422=2.513（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 72.11mm三 按齒根彎曲強度設計 1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN 得 （4）疲勞強度極限接觸疲勞強度極限 MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 MPa （由1P209圖10-20c）接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21d） 彎曲疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-20c）（5）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 得（6）計算當量齒數(shù)ZV， ，（7）查取齒型系數(shù)YF 應力校正系數(shù)YS 得 （8）計算大小齒輪的 并加以比較 比較所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0148。2 計算=1.998m四 分析對比計算結果對比計算結果，取=2mm已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3=72.11mm來計算應有的 取35 要滿足、互質(zhì) 取141五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為181mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d3、d4 71.99mm290.01mm4 計算齒輪寬度b =71.99mm 圓整后 b=72mm72mm 77mm六 驗算 100N/mm 與初設相符 設計符合要求3.3 齒輪參數(shù)匯總表高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z12143.247.3338.077Z21182428246.9237.6傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角齒寬b(mm)5.6143265低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z33571.9976.166.857Z4141290.01294.1284.8傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角齒寬b(mm)4.01812723.4 齒輪結構參照2/P41表5-28，齒輪1采用齒輪軸式，齒輪3采用實心式，齒輪2、4采用腹板式自由鍛。四. 軸及輪轂連接4.1 低速軸的結構設計4.1.1低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩TP=3.615kwn=64.29r/minT= Nmm4.1.2估算軸的最小直徑低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 取A 0 =112由于需要考慮軸上的鍵槽放大,dmin =45mm該段軸需與聯(lián)軸器連接，要使該段直徑與連軸器的孔徑相同，需同時選用連軸器，而本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大，為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 得： 得： 工作情況系數(shù) 1.5 得： 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn1250 Nm軸孔長度L=112 mm孔徑d1 =45 mm聯(lián)軸器外形示意圖聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kgm2HL412502800451121953.44.1.3軸的結構設計(直徑,長度來歷) （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑d和長度L a. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出軸肩；故取2-3段的直徑d2-3=50mm;右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d1-2=45mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 84mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=82mmb. 初步選擇滾動軸承?？紤]到同時承受徑向力和軸向力，故選用 圓錐滾子軸承；又根據(jù)d2-3=50mm 選 30311號圓錐滾子軸承尺寸為故取 d3-4=d7-8=55mm右端采用軸肩定位 取d4-5=64mmc. 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=60mm齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為72mm，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l6-7=68mm,齒輪的左端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里去軸肩高度h=6mm.所以d5-6=70mm.軸的寬度b=1.4h,取軸的寬度為L5-6=12mm.d. 軸承端蓋的總寬度為36mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。故取L2-3=66mm e. 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=16mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,且高速軸小齒輪端面與內(nèi)壁距離為10mm，又已知滾動軸承的寬度T=31.5mm ,小齒輪的輪轂長L=50mm,內(nèi)壁間距為186 mm；則 L3-4 = T=31.5mm L7-8 =62mm L4-5=88.5mm至此已初步確定軸得長度（2） 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d1-2=45mm由手冊2查得平鍵的截面 bh=14mm9 mm 取L=70mm同理按 d6-7=60 mm. bh=1811 取L=63mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。由2P89（表12-13），取軸端倒角和圓角半徑1.6或2.0。4.2中速軸結構設計 （1）選材及估算最小直徑選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 （2）確定各軸段直徑d1-2=30mm d2-3=35mmd3-4=47mm d4-5=38mmd5-6=30mm（3）確定各軸段長度L1-2 =45.25mm L2-3 =61mmL3-4 =9.5mm L4-5 =73mmL5-6 =48.75mm （4）軸承和鍵的選擇 -和-選用30306號圓錐滾子軸承 尺寸：DdT=30mm72mm20.75mm-選用B型鍵 bh=108 L=56mm-選用A型鍵 bh=108 L=63mm4.3高速軸結構設計（1）選材及估算最小直徑選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理 由于電動機軸直徑D=24mm，按電動機軸取最小軸直徑（2）確定各軸段直徑d1-2=35mm d2-3=45mmd3-4=35mm d4-5=43.2mmd5-6=35mm d6-7=45mm d7-8=35mm d8-9=30mmd9-10=24mm (3)確定各軸段長度L1-2 =22.75mm L2-3 =12mmL3-4 =6mm L4-5 =70mmL5-6 =96mm L6-7 =12mm L7-8 =22.75mm L8-9 =66mm L9-10 =36mm （4）軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇-和-選用30307號圓錐滾子軸承 尺寸：DdT=35mm80mm22.75mm-選用A型鍵 bh=87 L=28mm故：-選用TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩Tn63 Nm軸孔長度L=52 mm孔徑d1 =24 mm 4.4 中間軸強度校核4.4.1作用在齒輪上的力載荷分析圖 4.4.2 計算軸上的載荷 (1)垂直面 (2)水平面 (3) 總彎矩4.4.3 按彎扭合成校核軸的強度從軸的結構以及扭矩圖中可以看出截面2、3是軸的兩個危險截面。對現(xiàn)其進行校核。由1P362 表（15-1），得：由2P125 表（14-26），得： 由1P374 式（15-5）取，軸的計算應力為： 符合要求。4.5鍵聯(lián)接強度校核4.5.1中間軸齒輪2的鍵聯(lián)接的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L = 56mmk = 0.5h = 4mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取P=40MPaT = N.mp =P=40MPa 該鍵安全合格4.5.2中間軸齒輪3的鍵聯(lián)接的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = Lb =53 mmk = 0.5h =4 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取P=40MPaT = N.mp = P 該鍵安全合格五. 軸承計算校核5.1 減速器各軸所用軸承代號匯總普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。項目軸承型號外形尺寸（mm）計算系數(shù)基本額定負載（kN）dDBeY高速軸30307358021447175.2中間軸303063072190.311.959.0低速軸3031155120290.351.71525.2中間軸軸承壽命計算5.2.1 預期