二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书模板.docx
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二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书模板
机械部件设计综合实习
说明书
学院:
桂林理工大学机控学院
专业:
机械设计制造及其自动化
班级:
XXX
姓名:
XXX
教师:
XXX
目 录
一、设计数据及要求
F=2500Nd=260mmv=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;
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
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Y132S—6,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
D×E
建联接部分尺寸
F×CD
132
216×140
12
38×80
10×8
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:
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η/
%
电机轴
2.940
29246.875
960
1
99
Ⅰ轴
2.9106
28954.406
960
4.263
96
Ⅱ轴
2.7950
118949.432
225.40
3.066
96
Ⅲ轴
2.6840
348963.911
73.46
Ⅳ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[1]P138公式8.13可得:
式中各参数为:
(1)小齿轮传递的转矩:
(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[1]P133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]P146图8.28(h)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
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)由参考文献[1]P142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。
(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[1]P138公式8.13可得:
式中各参数为:
(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[1]P133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8.29算得:
由参考文献[1]P146图8.28(h)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:
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
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]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[1]P142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[1]P193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。
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[1]P193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[1]P140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;
2.齿轮3(低速级主动轮)的受力计算:
由参考文献[1]P140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:
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[2]P135表11.28选择=10×8,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
对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192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②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[1]P207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:
(插值法)
由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数
查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[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[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN,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[1]P220表11.12可查得:
又
取
故
取
根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,
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