《2022年西安交通大学机械方案课程方案作品——展开式二斜齿轮减速器方案说明书 .pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2022年西安交通大学机械方案课程方案作品——展开式二斜齿轮减速器方案说明书 .pdf（21页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、个人资料整理仅限学习使用机械设计课程设计说明书学院：西安交通大学机械学院专业：机械设计制造班级：机设051 学号： 200501206 姓名：李东旭教师：张望中2007 年 12 月 21 日目录精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳；机器的最短工作年限：五年二班；精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 2
2、1 页个人资料整理仅限学习使用二、确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率2.查各零件传动效率值联轴器 弹性），轴承，齿轮滚筒故：3.电动机输出功率4.工作机转速精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用电动机转速的可选范围：取 1000 5.选择电动机选电动机型号为Y132S6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min ，额定功率3Kw 电动机外形尺寸中 心高 H 外形尺寸底 脚 安 装尺寸底脚螺栓直径 K 轴 伸尺寸DE 建 联 接 部分尺寸FCD 132 216140 12
3、38 80 108 6.理论总传动比7.传动比分配故，8.各轴转速9.各轴输入功率：10.电机输出转矩：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用11.各轴的转矩12.误差带式传动装置的运动和动力参数轴名功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 / % 电机轴2.940 29246.875 960 1 99 轴2.9106 28954.406 960 4.263 96 轴2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 轴2.6840 3489
4、63.911 73.46 轴2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40 55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。选用 8 级精度。四、齿轮传动校核计算一）、高速级 1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138 公式 8.13 可得：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用式中各参数为：1）小齿轮传递的转矩：
5、2）初选=19, 则式中：大齿轮数；高速级齿轮传动比。3）由参考文献 1 P144 表 8.6，选取齿宽系数。4）初取螺旋角。由参考文献1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献 1 P140 图 8.21取重合度系数=0.72 由式 8.2 得由图 8.26查得螺旋角系数5）初取齿轮载荷系数=1.3。6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为，由参考文献 1 P130 图 8.19 查得齿形系数=2.79，=2.20 由参考文献 1 P130 图 8.20查得应力修正系数=1.56，=1.78 7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得：由参考文献 1
6、 P146 图 8.28h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数=1.25。小齿轮 1和大齿轮2 的应力循环次数分别为：式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；齿轮工作时间。由参考文献 1 P147 图 8.30查得弯曲强度寿命系数为：故许用弯曲应力为=所以初算齿轮法面模数精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用2 计算传动尺寸1）计算载荷系数由参考文献 1 P130 表 8.3 查得使用由参考文献 1 P131 图 8.7 查得动载系数；由参考文
7、献 1 P132 图 8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数，则2）对进行修正，并圆整为标准模数由参考文献 1 P124 按表 8.1，圆整为3）计算传动尺寸。中心距圆整为 105mm 修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径圆整 b=20mm 取，式中：小齿轮齿厚；大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135 公式 8.7 式中各参数：1）齿数比。2）由参考文献 1 P136 表 8.5 查得弹性系数。3）由参考文献 1 P136 图 8.14 查得节点区域系数。4）由参考文献 1 P136 图 8.15 查得重合度系数5）由
8、参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数5）由参考文献 1 P145 公式 8.26计算许用接触应力式中：接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28）分别查得，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用；寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得，；安全系数，由参考文献 1 P147表8.7查得。故满足齿面接触疲劳强度。二）、低速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138 公式 8.13可得：式中
9、各参数为：1）小齿轮传递的转矩：2）初选=23, 则式中：大齿轮数；低速级齿轮传动比。3）由参考文献1 P144 表 8.6，选取齿宽系数4）初取螺旋角。由参考文献1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度：由参考文献1 P140图 8.21 取重合度系数=0.71 由式 8.2 得由图 8.26查得螺旋角系数5）初取齿轮载荷系数=1.3。6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为，由参考文献 1 P130 图 8.19 查得齿形系数=2.65，=2.28 由参考文献 1 P130 图 8.20 查得应力修正系数=1.57，=1.76 7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8
10、.29算得：由参考文献 1 P146 图 8.28h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数=1.25。小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；齿轮工作时间。由参考文献 1 P147 图 8.30查得弯曲强度寿命系数为：故许用弯曲应力为=所以初算齿轮法面模数2 .计算传动尺寸1）计算载荷系数由参考文献 1 P130 表 8.3 查得使用由参考文献 1 P131 图 8.7
11、查得动载系数；由参考文献 1 P132 图 8.11查得齿向载荷分布系数；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数，则2）对进行修正，并圆整为标准模数由参考文献 1 P124 按表 8.1，圆整为3）计算传动尺寸。中心距圆整为 145mm 修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用圆整 b=35mm 取，式中：小齿轮齿厚；大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135 公式 8.7 式中各参数：1）齿数比。2）由参考文献 1
12、P136 表 8.5 查得弹性系数。3）由参考文献 1 P136 图 8.14 查得节点区域系数。4）由参考文献 1 P136 图 8.15 查得重合度系数5）由参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数5）由参考文献 1 P145 公式 8.26计算许用接触应力式中：接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28）分别查得，；寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得，；安全系数，由参考文献 1 P147表8.7查得。故满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献 1P193 公式 10.2 可得：齿轮轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。
13、中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用轴径的要求，最后取。式中：由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193 表 10.2，取六、校核轴及键的强度和轴承寿命：一）、中间轴1.齿轮 2高速级从动轮）的受力计算：由参考文献 1P140 公式 8.16 可知式中：齿轮所受的圆周力，N；齿轮所受的径向力，N；齿轮所受的轴向力，N；精选学习资料 - - - - - - - - - 名师
14、归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用2.齿轮 3低速级主动轮）的受力计算：由参考文献 1P140 公式 8.16 可知式中：齿轮所受的圆周力，N；齿轮所受的径向力，N；齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力：竖直方向，轴承1轴承 2水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。轴承 2，与所设方向相反。轴承 1 的总支撑反力：轴承 2 的总支撑反力：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使
15、用6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向水平方向 b-b 剖面右侧，竖直方向水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b 剖面左侧合成弯矩为故 a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力初定齿轮2 的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择=108 ， t=5mm,=25mm 。 齿 轮3 轴 径 为=40mm ， 连 接 键 由P135 表11.28 选 择=12 8 ，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。由，故齿轮3 可与轴分离。又 a-a剖面右侧 齿轮 3 处）危险，故：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力8.计算安全系数对调质
16、处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限=650MPa 弯曲疲劳极限=300MPa 扭转疲劳极限=155MPa 由表 10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4 查得：S，故危险截面是安全的9校核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力齿轮 3 处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45 号钢，由参考文献1 查得，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN
17、 ，基本额定静负荷=17.5KN轴承 1 的内部轴向力为：轴承 2 的内部轴向力为：故轴承 1的轴向力，轴承 2的轴向力由由参考文献 1P220 表 11.12 可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷系数，寿命系数。由 P218公式 11.1c 得轴承 1的寿命已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用S，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献
18、2P135 表 11.28 选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45 号钢，由参考文献1 查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7206C 轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN ，基本额定静负荷=12.8KN轴承 1 的内部轴向力为：轴承 2 的内部轴向力为：由于故轴承 1的轴向力，轴承 2的轴向力由由 参考文 献1P220表11.12可查 得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷系数，寿命系数。由 P218公式 11.1c
19、 得轴承 2的寿命已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用三）、输出轴1.计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4 所受的力与齿轮3 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1轴承 2水平方向，轴承1 ，轴承2，轴承 1 的总支撑反力：轴承 2 的总支撑反力：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - -
20、- -第 18 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向水平方向其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力初 定 齿 轮4 的 轴 径 为=44mm ， 连 接 键 由 参 考 文 献 2P135表11.28 选 择=12 8 ，t=5mm,=28mm。由参考文献 1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限=650MPa 弯曲疲劳极限=300MPa 扭转疲劳极限=155MP
21、a 由表 10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4 查得：S，故危险截面是安全的精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用7.校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择=108，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮选用双键连接，180度对称分布。齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45 号钢，由参考文献1 查得，显
22、然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7208C 轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN ，基本额定静负荷=20.5KN轴承 1 的内部轴向力为：轴承 2 的内部轴向力为：由于轴承 1的轴向力故轴承 2的轴向力由由 参 考 文 献 1P220表11.12可 查 得 ：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219 表 11.9，11.10 得温度系数，载荷系数，寿命系数。由 P218公式 11.1c 得轴承 2的寿命已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径d=38mm ）的限制，故由参考文
23、献2P127 表 13-1 选择联轴器为HL1 型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3 型，孔径取35mm。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 21 页个人资料整理仅限学习使用八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油GB5903 1986），牌号选68 号。润滑油在油池中的深度保持在68 80mm 之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂SY1413 1980）。牌号为ZL 2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 21 页