二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计范例最全的Word格式文档下载.docx
《二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计范例最全的Word格式文档下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计范例最全的Word格式文档下载.docx（41页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
一对滚动轴承的效率：
（球轴承，稀油润滑）
闭式传动齿轮传动的效率：
（8级）
弹性联轴器的效率：
一对滑动轴承的效率：
故传动装置的总效率为
选择电动机
电动机所需最小名义功率
kW
电动机所需的额定功率
由表17—7选用Y160M-4电动机，KW，r/min
所选电动机的主要参数列于下表：
传动装置总传动比计算及传动比初步分配
总传动比的计算
传动比初步分配
按分配。
初步分配各级传动的传动比如下：
初步计算传动装置运动参数和动力参数
电动机轴输出参数
高速轴Ⅰ参数
中间轴Ⅱ参数
滚筒轴参数：
初算各轴的转速、功率和转矩列于表8-2.
普通V带传动设计
普通V带的型号
查表11-3得
计算功率
由图11-11选用B型普通V带
确定带轮基准直径
查表13-5，普通V带B型带轮最小基准直径
选取主动带轮直径
取带的滑动率
则从动带轮直径
由表13-5选取从动带轮基准直径标准值d
普通V带传动的实际传动比
验算带速v
V在5~25m/s范围内。
确定带的长度和中心距
初定中心距按照
计算所需带长
查表11-10，选取V带的标准基准长度=1800mm，标注为B1800GB/T11544-1997
确定实际中心距
安装中心距
验算小带轮的包角α
确定普通型带的根数z
查表11-6（插入法）；
查表11-11
查表11.10
故需V带根数z=6
计算传动作用在轴上的力
计算带传动作用在轴上的力
带轮结构设计
查表13-6可知，主动带轮为实心式带轮，孔径=42mm（与电动机伸出端配合）；
键槽为A型，b×
h×
=12m×
8m×
3.3mm;
轮槽角=34°
。
从动带轮为四孔板式带轮，辐板厚度s=18mm，控净油高速轴设计是确定；
=10m×
轮槽角=38°
两带轮的基准宽度；
基准线上槽深；
基准线下槽宽；
槽间距e=（19±
0.4）mm；
槽边距，最小轮缘厚。
带轮宽度为
带轮材料选用HT250.
其余尺寸及两带轮结构草图略。
齿轮传动设计
高速机齿轮的设计
重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数
用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化，故减速器各轴的转速和所受到的扭矩也随之发生变化。
为使设计更为精确，故必须重新计算参数，结果如下：
选择齿轮材料及热处理
由表10-9
小齿轮选用45钢调质处理（d≤100mm），229~286HBS
大齿轮选用45钢调质处理（d=301~500mm），197~255HBS
确定齿轮材料许用接触应力
试验齿轮接触疲劳极限应力
由图13-5
齿轮接触疲劳强度最小安全系数
齿轮基础疲劳强度寿命系数
应力循环次数
由图9.59
由于齿轮工作面为软齿面组合，
齿轮材料许用接触应力
按齿面接触强度设计齿轮传动
作用在高速轴上的扭矩
载荷系数
由图9-44
齿宽系数K=1.05
因是减速器
齿轮材料弹性系数由表13-39
节点区域系数
因是斜齿圆柱齿轮传动
初选齿数和齿数比
齿数比
选齿轮分度援助螺旋角
解除疲劳强度重合度系数
计算当量齿数
端面重合度由图13-11
齿宽系数
轴面重合度
查图9-49得接触疲劳强度重合度系数
查图得接触疲劳强度螺旋角系数
按齿面接触疲劳强度设计
确定传动的主要参数
确定模数
确定中心距
其他主要尺寸
校核齿轮齿根弯曲疲劳强度
试验齿轮弯曲疲劳极限应力
由图9-15
齿根弯曲疲劳强度寿命系数
由图13-10
许用弯曲疲劳应力
齿形系数
查表9-539-54
应力修正系数查表13-41
齿根弯曲疲劳强度重合度系数查表13-13得
齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数查表13-15得
校核齿根弯曲疲劳强度
齿轮参数和几何尺寸列于表8-3.
确定齿轮的精度等级
齿轮圆周速度
查表13-45，应选9级精度，但考虑中小制造厂一般为滚齿制造，故选为8级精度，即
8GB/T1009.5-2001
齿轮结构设计，小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造的孔板式，具体尺寸计算略
低速级齿轮设计
重新计算减速器中间轴的运动参数和动力参数
选择齿轮材料及热处理由表10-9
小齿轮选用40钢调质处理（d≤100mm），241~286HBS;
大齿轮选用40钢调质处理（d=301！
500mm），229~269HBS;
试验齿轮接触疲劳极限应力由图13-5
齿轮接触疲劳强度最小安全系数由表9-15
齿轮接触疲劳强度寿命系数
由表9-56得
工作硬化系数
由于齿轮工作面为软齿面组合
作用在中间轴上的扭矩
载荷系数由表9-44得
齿宽系数因是减速器
齿轮材料弹性系数由表13-37
节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮传动
初选齿数和齿数比取
齿数比
精确计算输送带线速度
选齿轮分度圆柱螺旋角
接触疲劳强度重合度系数
计算当量齿数
端面重合度由图13-11得
查图13-12得接触疲劳强度螺旋角系数
确定模数取
试验齿轮弯曲疲劳极限应力
齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数查表9-15得
应力循环次数
由图13-9
弯曲疲劳强度尺寸系数，由图13-10
齿形系数查图9.539.54
应力修正系数查图9.54
齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数查图13-15
齿轮参数和几何尺寸列于表8-4
齿轮圆周速度
柴傲11-10，应选9级精度，但考虑中小制造厂一般为滚齿制造，故选为8及精度
8GB/T10095.1-2001
齿轮结构设计
小齿轮采用锻造的实心式齿轮，大齿轮采用锻造的孔板式，轴孔直径由轴设计时确定，具体尺寸计算略。
轴设计
高速轴设计
已确定的运动参数和动力参数
轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表10-10选用45钢调质处理，硬度为217~155HBS，许用弯曲应力
按扭转强度概略计算轴的最小直径，由表12-1A=103~126
由于高速轴受到的弯曲较大而说到的扭矩较小，故取A=115
由于最小轴段直径小于30mm，其截面上开有1个键槽，故将轴径增大7%
查表13-6，B型普通V带带轮轴孔直径为35mm，故取。
设计轴的结构并绘制轴结构草图
轴结构分析
由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。
显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选用普通平键，A型，b×
h=100mm（GB/T1096-2003），槽深t=5mm，长L=900mm；
定位轴肩；
轴颈需磨削，故应设计砂轮越程槽。
预选滚动轴承并确定各轴段的直径
根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6309，尺寸d×
D×
B=45mm×
100mm×
25mm，与滚动轴承相配合的轴颈为，配合为k6，定位轴肩为。
与左轴承端盖相关的轴段尺寸
轴承端盖厚度为40mm，带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离，该轴段直径为44mm。
确定各轴段的长度并绘制高速轴结构草图略
图中尺寸如下
按弯曲-扭转组合强度校核
画高速轴的受力图
图8-3（a）所示为高速轴总受力图；
图8-3（b）、（c）所示分别为水平平面和垂直平面受力图。
计算作用在轴上的力
齿轮1圆周力
齿轮1径向力
齿轮1轴向力
带传动压轴力
计算作用于轴上的支座反力
水平平面内
校核
无误
垂直面平面内
绘制水平平面弯矩图
绘制垂直平面弯矩图
绘制合成弯矩图
绘制扭矩图
T=123346N·
mm
绘制当量弯矩图
确定轴的危险截面并校核轴的强度
由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的界面B、C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。
截面B
截面C
因此，高速轴的弯曲强度足够。
其实，界面B是安装轴承的，有箱体的支撑，轴不容易在此弯曲。
中间轴设计
已经确定的运动参数和动力参数
轴的材料选择并确定弯曲应力
由表10-10选用45钢调质处理，硬度为217~255HBS，许用弯曲应力。
按扭转强度概略计算轴的最小直径
由表12-1查得A=103~126.由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A=115
由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径。
设计轴的结构并绘制轴结构草图
由于齿轮3的尺寸较大，，其键槽底到齿根圆距离远大于2.5mm=6.25mm，因此设计成分离体，即齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴。
显然只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3和齿轮2及两个齿轮配合的轴头直径为。
与两个齿轮配合的轴头直径为，两齿轮之间以轴环定位，直径为，宽b=20mm，两齿轮的另一端各采用套筒定位；
齿轮宇宙的链接选用普通平键，A型，b×
h=20mm×
12mm（GB/T1096-2003），槽深t=7.5mm，安装齿轮3的键槽长L=80mm，安装齿轮2的键槽长L=70mm，轴上两个键槽布置在同一母线方向上。
根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6311.尺寸d×
B=55mm×
120mm×
29mm，与滚动轴承相配合的轴颈为，配合为k6，左轴承的右端和右轴承的左端均采用套筒定位，为。
确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图
按弯曲-扭矩组合强度校核
画中间轴的受力图
图8-5a,所示为中间轴总受力图，图8-5b、c所示分别为水平平面和垂直平面受力图。
计算作用在轴上的力
齿轮2圆周力
齿轮2径向力
齿轮2轴向力
齿轮3圆周力
齿轮3径向力
齿轮3轴向力
垂直平面内
绘制扭矩图T2=465494N·
确定轴的危险截面并校核的强度
由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面D处当量弯矩最大，是轴的危险截面。
截面D
因此，中间轴的弯曲强度足够
升级会员 