二級減速器課程設(shè)計指導(dǎo)ppt課件

1設(shè)計任務(wù)書2電動機選擇3傳動比分配4帶傳動設(shè)計5齒輪傳動設(shè)計6傳動比校核7軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計8聯(lián)軸器選擇9軸的強度校核10鍵的強度校核11軸承的壽命校核12殼體設(shè)計,課程設(shè)計,1設(shè)計任務(wù)書,設(shè)計題目及簡圖：第1題,原始數(shù)據(jù)：第1組,設(shè)計條件：載荷均勻工作場合：室內(nèi)使用年限：15年，2班工作制總傳動比誤差：3%工作情況：定載荷生產(chǎn)批量：大批量量生產(chǎn)應(yīng)完成任務(wù)：減速器總裝1圖張，零件2圖張，設(shè)計說明書1份。設(shè)計日期：年月日至年月日,2電動機選擇,2.2.1確定滾筒輸入功率,P0=FvF滾筒圓周力2800（N）；v輸送帶速度1（m/s）；P=2.81=2.8kW,2.1選擇電動機類型,2.2確定電動機額定功率,一般工業(yè)常選擇三相異步電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，價格低。,2.2.2確定傳動系統(tǒng)輸入功率,傳動系統(tǒng)輸入功率：P=P0/=12345,1聯(lián)軸器傳動效率，1=0.99；2帶傳動效率，2=0.96；3齒輪傳動效率，3=0.97；4一對軸承傳動效率，4=0.99。,=0.990.960.970.990.99=0.904,P=P0/=2.8/0.904=3.01kW,2.2.3確定電動機額定功率,由電機手冊查得電動機額定功率為3kW。,2.3確定電動機轉(zhuǎn)速范圍,電動機同步轉(zhuǎn)速分為3000rpm、1500rpm和1000rpm等幾類，綜合考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為1500rpm。由電機手冊查得3kW電動機額定轉(zhuǎn)速為1420rpm。,2.4確定電動機的型號,由電機手冊查得：電動機型號為Y100L1-4，額定功率為3kW，額定轉(zhuǎn)速為1420rpm。軸頸直徑為28+0.009-0.004mm,3傳動比分配,3.1總傳動比計算,2）總傳動比計算,1）滾筒轉(zhuǎn)速計算,ng=601000v/d=6010001/300=63.7rpm,i0=n0/ng=1420/63.7=22.3,3.2傳動比分配,2）帶傳動比計算,1）齒輪傳動比選擇,ig=5.5,id=i/ig=22.3/5.5=4.05,3.3各軸的運動和動力參數(shù),1）確定計算功率Pc,由表8.21查得1.2，由式（8.21）得,PC=KAP=1.23=3.6kW,4V帶傳動設(shè)計,2）選取普通V帶型號,根據(jù)Pc=3.6kW,n1=1420rpm,由圖8.12選用A型普V通帶。,點擊小圖看大圖,大輪帶輪基準直徑dd2為,按表8.3，選取標準直徑dd2=355mm,3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2,根據(jù)表8.6和圖8.12選取dd1=85mm,dd2=dd1id=854.05=344mm,4）驗算帶速V,帶速度在525m/s范圍內(nèi)。,=6.4m/s,5）確定帶的基準長度Ld和實際中心距a,按結(jié)構(gòu)設(shè)計要求初步確定中心距：,由式（8.15）得,取中心距為：400mm,=1536.7mm,按表8.2，選取標長度L=1600mm,由表（8.16）的實際中心距a為,=400+(1600-1536.4)/2432mm,6）校驗小帶輪包角1,由式（8.17）得,=180-35.8=144.2,7）計算V帶的根數(shù)z,由式（8.18）得,根據(jù)dd1=85mm，n=1420r/min，查表8.4a，用內(nèi)插法得,P0=0.92kW,由式8.4b得功率增量：P0=0.168kW,由表8-2查得帶長度修正系數(shù)Kl=0.99，由表8-5查得包角系數(shù)Ka=0.91，得普通帶根數(shù),取z=4根,Z=3.6/(0.92+0.168)0.990.91=3.5,8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ,由表查得B型普通V帶的每米質(zhì)量q=0.1kg/m，根據(jù)式(8.27)得單根V帶的初拉力為,由式(8.20)可的作用在軸上的壓力FQ,9）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計（設(shè)計過程及帶輪工作圖略）。,選用4根A-1600GB1171-89V帶，中心距a=432mm，帶輪直徑dd1=85mm，,10）設(shè)計結(jié)果,dd2=355mm，寬度Bb=63mm，軸上壓力FQ=776N。,5齒輪傳動設(shè)計（直齒軟齒面）,5.1齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355=5.34,nd1=142085/355=340rpm,T1=9550P/nd1=95502.88/340=80.9Nm,5.2齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1）精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（軟齒面）選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)制處理，硬度為280HBS；大齒輪材料為45，調(diào)制處理，硬度為240HBS，兩者硬度差40HBS。,3）齒輪齒數(shù)選擇選擇小齒輪齒數(shù)Z1=21,計算大齒輪齒數(shù)Z2=Z1ig=215.34=112.14取Z2=112ig=Z2/Z1=112/21=5.33,5.3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動,1）試選載荷系數(shù)K=1.3,2）齒輪箱輸入扭矩T1=80.9Nm,3）由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=1,4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=750MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。,6）由公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=6034012822015=1.077109,N2=60n2jLh=6063.712822015=2.018108,7）由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95；大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=1.1。,8）選擇接觸疲勞強度安全系數(shù)取失效概率為1%，S=1,9）計算接觸疲勞需用應(yīng)力H1=KHN1Hlim1/S=0.95750/1=713MPa,H2=KHN2Hlim2/S=1.1550/1=605MPa,10）計算小齒輪分度圓直徑,d1t48mm,12）計算齒寬b=dd1t=152.5=52.5,11）計算齒輪模數(shù)m=d1t/z1=48/21=2.3由齒輪模數(shù)系列值取m=2.5d1t=mz1=2.521=52.5mm,14）計算圓周速度v=d1tn1/60000=2.521340/60000=0.93m/s,13）計算齒高比b/h=52.5/（2.52.25）=9.3,15）計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)KH=KF=1；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.314；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.28。,16）分度圓修正=49.552.5,K=KAKvKHKH=11.0511.314=1.38,5.4按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩T1=80.9Nm,2）齒寬系數(shù)d=1,4）小齒輪齒數(shù)z1=21,3）齒輪模數(shù)m=2.5,5）計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)KH=KF=1；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.314；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.28。,K=KAKvKFKF=11.0511.28=1.34,6）由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限Flim1=600MPa；大齒輪齒根彎曲強度極限Flim2=400MPa。,7）彎曲疲勞壽命系數(shù)計算N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95；大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,8）選擇彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4,9）計算彎曲疲勞需用應(yīng)力F1=KFN1Flim1/S=0.95600/1.4=407MPa,F2=KFN2Flim2/S=1400/1.4=286MPa,11）應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.56，YFa2=1.795,10）齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.76，YFa2=2.175,12）計算YFaYSaYFa1YSa1=2.761.56=4.31YFa2YSa2=2.1751.795=3.9將4.31代入公式計算,13）計算齒輪模數(shù),=136min（407、286）,所選齒輪模數(shù)m=2.5合適。,5.5幾何尺寸計算,1）分度圓直徑d1=z1m=212.5=52.5mmd2=z2m=1122.5=280mm,2）中心距a=（z1+z2）m/2=（21+112）2.5/2=166.25mm,3）計算齒輪寬度b2=52.5mmb1=58mm,5.6齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計,1）小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,5齒輪傳動設(shè)計（斜齒硬齒面）,5.1齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355=5.34,nd1=142085/355=340rpm,T1=9550P/nd1=95502.88/340=80.9Nm,5.2齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1）精度選擇運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（硬齒面）選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)制表面淬火處理，硬度為55HRC；大齒輪材料為45，調(diào)制表面淬火處理，硬度為50HRC，兩者硬度差5HRC。,3）齒輪齒數(shù)選擇選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24,計算大齒輪齒數(shù)Z2=Z1ig=245.34=128.16取Z2=128ig=Z2/Z1=128/24=5.33,4）齒輪螺旋角選擇選擇螺旋角=14,5.3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動,1）試選載荷系數(shù)K=1.2,2）齒輪箱輸入扭矩T1=80.9Nm,3）由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=0.6,4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5）由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433,6）由圖10-26查得1=0.78，1=0.87，則=1+2=1.65,7）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=1250MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=1200MPa。,8）由公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=6034012822015=1.077109,N2=60n2jLh=6063.712822015=2.018108,9）由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92；大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=0.97。,10）選擇接觸疲勞強度安全系數(shù)取失效概率為1%，S=1,11）計算接觸疲勞需用應(yīng)力H1=KHN1Hlim1/S=0.921250/1=1150MPa,H2=KHN2Hlim2/S=0.971200/1=1164MPa,12）計算小齒輪分度圓直徑,d1t39.9mm,H=（H1+H2）/2=（1150+1164）/2=1157MPa,14）修正螺旋角大小=acosm（z1+z2）/2a=13,13）計算齒輪模數(shù)mn=d1tcos/z1=39.9cos14/24=1.61由齒輪模數(shù)系列值取m=2at=m（z1+z2）/2cos=2（24+128）/2cos14=156.6mm，取156mm,16）計算齒高比b/h=28.8/（22.25）=6.4,15）計算齒寬b=dd1t=0.648=28.8,18）計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02；,由于平均壓力大于100N/mm，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH=KF=1.4；,17）計算圓周速度v=d1tn1/60000=224340/60000=0.85m/s,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.19；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.15。,19）分度圓修正=44.848,K=KAKvKHKH=11.021.41.19=1.699,5.4按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩T1=80.9Nm,2）齒寬系數(shù)d=0.6,3）小齒輪齒數(shù)z1=24,4）計算載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)KA=1；根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02；,由于平均壓力大于100N/mm，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH=KF=1.4；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.19；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.15。,K=KAKvKFKF=11.021.41.15=1.642,5）計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.3180.624tan13=1.031,6）螺旋角影響系數(shù)Y，數(shù)值查圖1028，取0.89,7）由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限Flim1=650MPa；大齒輪齒根彎曲強度極限Flim2=600MPa。,8）彎曲疲勞壽命系數(shù)計算N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95；大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,9）選擇彎曲疲勞強度安全系數(shù)S=1.4,10）計算彎曲疲勞需用應(yīng)力F1=KFN1Flim1/S=0.95650/1.4=441MPa,F2=KFN2Flim2/S=1600/1.4=429MPa,14）應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.595，YFa2=1.82,12）計算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3=25.94Zv2=Z2/cos3=138.37,13）齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.6，YFa2=2.15,15）計算YFaYSa/FYFa1YSa1/F1=2.61.595/441=0.0094YFa2YSa2/F2=2.151.82/429=0.0091將0.0091代入公式計算,16）計算齒輪模數(shù),=1.53,所選齒輪模數(shù)m=2大于1.53。,5.5幾何尺寸計算,1）分度圓直徑d1=z1m/cos=242/cos13=49.26mmd2=z2m/cos=1282/cos13=262.74mm,2）中心距a=（z1+z2）m/2cos=（24+128）2/2cos13=156mm,3）計算齒輪寬度b2=30mmb1=34mm,5.6齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計,1）小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,6傳動比校核,1）實際傳動比i=idig=（355/85）（128/24）=22.27,2）傳動比誤差=（i0-i）/i0=（22.3-22.27）/22.3=0.1%在誤差允許范圍內(nèi)。,7軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,8.1高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,1）設(shè)計公式,8.1.1軸的最小直徑計算,2）軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼，正火回火，A0=120，-1=55。,3）軸的傳動功率與轉(zhuǎn)速,P=2.88kW，n=340rpm。,4）軸的最小直徑,軸的最小直徑取d=26mm。,8.1.2擬定軸上零件的裝配方案,軸上主要零件為帶輪和齒輪，兩個軸承為支撐零件，還有軸承通蓋和軸承端蓋。裝配關(guān)系如圖。,8.1.3軸上零件的軸向定位,1）帶輪左側(cè)使用軸端擋圈定位，右側(cè)使用軸肩定位；,2）左側(cè)軸承左側(cè)使用軸承通蓋定位，右側(cè)使用套筒定位；、齒輪的、為支撐零件，還有和軸承端蓋。,3）齒輪左側(cè)使用套筒定位，右側(cè)使用軸肩定位,4）右側(cè)軸承左側(cè)使用軸肩定位，右側(cè)使用軸承端蓋定位。,8.1.4軸上零件的周向定位,1）帶輪和齒輪使用單鍵鏈接；,2）軸承不需要周向定位。,8.1.5確定各軸段的直徑,軸段1安裝帶輪，軸段2部分有軸承通蓋，軸段3安裝軸承，軸段4安裝齒輪，軸段5為軸環(huán)，軸段6安裝軸承。,軸肩1、4、5為定位軸肩，軸肩2、3為非定位軸肩。,1）d1=26mm；,2）d2=d1+2（0.070.1）d1=29.631.4mm；d2取32mm,3）由于軸段3安裝的是軸承，選擇深溝球軸承，軸承代號為6207，因此d3=35mm,4）d4=d3+2h3=36mm；,5）d5=d4+2（0.070.1）d4=4143.2mm；d5取42mm,6）由于軸段6安裝的是軸承，并且應(yīng)與軸段3的軸承同型號，因此d6=d3=35mm由軸承手冊查得定位軸肩對應(yīng)直徑為42mm。,8.1.6確定各軸