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二级减速器课程设计完整版

精心整理
目录 1. 设计任务 .............................. 错误!未指定书签。

2. 传动系统方案的拟定 .................... 错误!未指定书签。

3. 电动机的选择 .......................... 错误!未指定书签。

3.13.23.3
4. 4.14.2
5. 5.15.25.3
6. 6.16.2
7. 润滑和密封 ............................ 错误!未指定书签。

7.1润滑方式选择 ........................... 错误!未指定书签。

7.2密封方式选择 ........................... 错误!未指定书签。

参考资料目录 ............................. 错误!未指定书签。

1.设计任务
1.1设计任务
设计带式输送机的传动系统,工作时有轻微冲击,输送带允许速度误差±4%,二班制,使用期限12年(每年工作日300天),连续单向运转,大修期三年,小批量生产。

1.2原始数据
滚筒圆周力:
900 F N =
输送带带速:
%
2.4(4)/ v m s =±
滚筒直径:450mm
1.3工作条件
二班制,空载起动,有轻微冲击,连续单向运转,大修期三年;三相交流电源,
电压为380/220V。

2.传动系统方案的拟定
带式输送机传动系统方案如下图所示:
带式输送机由电动机驱动。

电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速
计算及说明
结果
器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器,高速级为斜齿圆柱齿轮传动,低速级为直齿圆柱齿轮传动,高速级齿轮布置在远离转矩输入端,以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。

P w=2.16k
W
传动总效
调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前段数据准备。

圆周速度v 。

齿宽b 。

2)计算实际载荷系数。

①查得使用系数
=1。

②根据v=0.877m/s 、7级精度,查得动载荷系数=1.0。

③齿轮的圆周力
查得齿间载荷分配系数=1.2。

④用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时,得齿向载荷分布系数 1.420H K β=。

其载荷系数为
3)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数
3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)试算齿轮模数,即 1)确定公式中的各参数值。

①试选 1.3Ft K =。

②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε。

计算[]
Fa sa
F Y Y σ
由图10-17查得齿形系数1 2.62Fa Y =2 2.18Fa Y =
由图10-18查得应力修正系数sa1sa 21.55 1.76Y Y ==、
由图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPa
F σ=;大齿轮的弯曲强度极限MPa 3802lim =F σ
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN K =、20.88FN K =。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
计算及说明 结果
因为大齿轮的[]a sa
F F Y Y σ
大于小齿轮,所以取 2)试算模数 (2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度 ②齿宽b
③宽高比/b h 。

2)计算实际载荷系数F K
①根据0.641/v m s =,7级精度,由图10-8查得动载系数 1.07v K =。

②由234212/2 6.79310/36.456 3.72710t F T d N N ⨯==⨯⨯= 查表10-3得齿间载荷分配系数 1.0F K α=。

③由表10-4用插值法查得 1.417H K β=,结合/10.67b h =查图10-13可得
1.34F K β=。

则载荷系数为1 1.07 1.0 1.34 1.434F A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=
3)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。

由于齿轮模数m 的大小主要取决与于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm 并近
计算及说明 结果
圆取整为标准值m=2mm ,按接触疲劳强度算得的分度圆直径1=49.873d mm ,算出小齿轮齿数11=/=49.873/2=24.937z d m 。

取125z =则大齿轮的齿数21 3.2972582.4z uz ==⨯=,取282z =,两齿轮齿数互为质数。

和互为质数。

这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。

4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b 的节省材料,一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm ,即
取258b mm =,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即250b mm = 5.圆整中心距后的强度校核
上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。

为此,可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。

将中心距圆整为110a mm =。

在圆整之后,齿轮副几何尺寸发生变化,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。

(1) 计算变位系数和
1) 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。

从图10-21b 可知,当前的变位系数和提高了齿轮强度,但重合度有所下降。

2)分配变位系数1,2x x 由图10-21b 可知,坐标点(/2,/2)(53.5,0.825)z x ∑∑=位于L17和L16之间。

按这两条线做射线,再从横坐标的12,z z 处做垂直线,与射线交点的纵坐标分别是120.724,0.850x x ==。

3)齿面接触疲劳强度校核 满足齿面接触疲劳强度条件。

4)齿根弯曲强度校核
m=2mm
计算及说明 结果
轴段5:此段为齿轮轴段,此段的长5140L b mm
==。

轴段6:此段为过渡轴段,同轴段4,取6428d d mm
==,取齿轮距箱体右内壁的距离mm 11a =,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取mm 10s =,在轴承左侧有一套筒mm 21d =,则此段轴的长
轴段7:此段为轴承及套筒轴段,已知滚动轴承宽度为mm 15B =,
7d 151227L B mm
=+=+=,取其直径
7325d d mm
==。

(3)轴上零件的轴向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。

按118d mm =由表6-1查得平键截面b ×h=6mm ×6mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为30mm ,同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。

4)确定轴上圆角与倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为C1,各轴肩处圆角半径为R1.0。

五、求轴上载荷
(1)画轴的受力简图
在确轴承的支点位置时,从手册中查得7205AC 型角接触球轴承轴承25d =,16.4mm α=。

因此,作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距:108.639.6148.2L mm mm mm =+=。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。

半联轴器
轮毂与轴
的配合为H7/k6
轴端倒角为C1
各轴肩处圆角半径为R1
计算及说明
结果
(1)计算支反力 (2)计算弯矩M (3)计算总弯矩 (4)计算扭矩T
116340T T N mm
==•。

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