机械设计课程设计圆锥斜齿圆柱齿轮减速器Word文档格式.docx
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斜齿圆柱齿轮传动比:
i2=4
三、各轴的转速,功率和转速
i=5.97
"
=1.49
1,各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进
i2=4
行计算,转速(r/min)。
山=970
nI=970门口=970=651门口="
^=162.75
i1i2
651
TI=162.75
将以上算得的运动和动力参数列表如下:
I轴
II轴
III轴
转速(r/min)
970
162.75
输入功率P(kw)
3.88
3.61
3.33
输入扭矩T(N.M)
38.2
52.96
195.4
传动比(i)
1.49
4
效率(耳)
0.95
0.97
四:
传动零件设计计算和轴系零件的选择
1,传动零件设计计算。
因该例中的齿轮传动均为闭式传动,其失效形式主要是点蚀。
(1)要求分析
1)使用条件分析
对于锥形齿轮主动轮有:
传动功率:
p=3.88kw
主动轮转速:
山=970r/m
齿数比:
1:
49
圆周速度:
估计v乞4m/s
主要结果主要结口果
2)设计任务
确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案;
包括:
一组基本参数:
m,z1,z2,x1,x2^5)d
主要基本尺寸:
d1,d2,a等
(2)选择齿轮材料,热处理方式及计算许用应力
1)选择齿轮材料,热处理方式:
按使用条件属中速,低载,重要性和可靠性一般齿轮传动,
可选用软面齿轮,也可选用硬齿面齿轮,本例选用软齿面齿轮并具体选用:
小齿轮:
45钢。
调质处理,硬度为230~255HBS;
大齿轮:
正火处理,硬度为190~217HBS。
2)确定许用应力
A:
确定极限应力CjHlim和DFlim
齿面硬度:
小齿轮按230HBS,大齿轮按190HBS。
得口hiim1=580Mpa,口hiim2=550Mpa
°
Flim1=220Mpa,CjFlim2=210Mpa
B:
计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn,Yn
N1=60门似=60X970X1X(10X300X16)=27.94汉108
N8
N2=—1=18.75"
08
u
查图3—18得ZN1=ZN2=1查图3—19得YN1=YN2=1
C:
计算许用应力
由表34,取Shmin1Emin「4
由许用应力接触疲劳应力公式(3—11)
▽Hlim1580"
cHP^-ZN1一-580MPa
SHlim1
▽HP2—Hlim2ZN2—550L550MPa
aHlim1=580Mpa,口Hlim2=550Mpa匚Flim1=220MpaaFlim2=210Mpa
8
N1=27.94X10
N2=18.7510
ZN1=ZN2二1
YN1=Yn2=〔
SHmin—1
SFmin=14
◎hp1=580MPa
hp2=550MPa
的分度圆直径d1,m等主要参数。
仓.5189.轧4汇1.838.210
I550丿0.850.3(V0.50.3)X1.49
=9.68nm
验算圆周速度vm
=(1-0.54^=77.07
dm^77.07
v_"
d知_3.1处77.07
*m60如000600000
与估计值近似,且不超过速度允许值。
Vm=3.91m/s
确定主要传动参数
大端模数m_d[—90・68_3487mm
z126
m=3.5mm
取模数m=3.5mm。
大端分度圆直径:
a=m^=3.5汉26=91mm
d1=91mm
d2=mz2=3.5汉39=136.5mm
d2=136.5mm
R=0.5aJl+u2=0.5汉91山+1.492
=81.65
R=81.65
b=®
RR=0.3>
<
81.65=24.49取整:
b=25mm。
b=25
5)验算轮齿弯曲强度条件
z
因为齿形系数和应刀修正系数按当量齿数
Jcos6
算。
其中
孟u1.49-__
cos®
=0.83
JUS*1/1507
J+u2(1+1.492
11
qcoA——:
—C\
cos§
2=0.56
J1+U2J1+1.492
z,=31.33
2639
zv—-31.33zv———-69.64
zv2=69.64
Ypa1=2.55
齿形系数YFa1-2.55YFa2—2.3
YFa2=2.3
应力修正系数Ysa1=1.63Ysa2=1.73
YSa1=1.63
YSa2=1.73
齿轮的工作应力:
41.838.21032.351.72
f12
0.3江(1—0.5x0.3)x3.52x56「Jl+1.492=74.42N/mm2:
:
“pi
=314.28N/mm2
YFa2Ysa2升心乂2.2U78
匚F2-;
「fi74.42
YpaiYsai2.351.72
=64.58N/mm2:
;
「Fp2=300N/mm2
直齿轮圆锥齿轮的设计结果如下:
小齿轮
大齿轮
齿数z
26
39
直径d(mm)
91
136.5
模数m
3.5
锥距R(mm)
81.65
齿宽b(mm)
25
斜齿圆柱齿轮的设计
(1)选择齿轮材料
考虑加工的成本和实用性,在满足同样功能的前提下,选择同圆锥齿轮同样的材料和热处理方式。
45号钢。
调质处理,齿面硬度230~255HBS
正火处理,齿面硬度190~217HBS
(2)确定许用应力
A:
确定极小应力:
、Hlim和'
Flim
小齿轮按230HBS,大齿轮按190HBS,得
Hlim1=580Mpa,;
-Hlim2=550Mpa,
:
-Flim1-220Mpa,;
-Flim2-210Mpa,
B:
计算应力循环数N,确定寿命系数Zn,Yn
M=60aqt=6016511030016=18.74108
N2
_N1
气
18.74108
=4.69108
2
;
「F1=74.4N/mm
=64.58N/mm
Hiim1二580Mpa
-Hlim2二550Mpa
二Flim1=220Mpa
Flim2=210Mpa
得:
ZN1二ZN2二1
Yn1=Yn2=1
N1=18.7410
N2=4.69108
ZN1=ZN2=1
计算与说明1主要结果
计算许用应力。
由表34取SHmin—1,SFmin—「4
HlimlZN158°
uaCR/l
Chpi===58°
Mpa
Hlim2ZN255°
汇1仁仁门创“
cHp2===55°
PSHlim1
W=%沁弘=22°
x2>
d=3i4.28Mpa
PSFmin1.4
k°
Flim2YSTYN221°
汇2:
1onnh/li^
▽FP23°
(3)初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
1)选择齿轮的类型
根据齿轮的工作条件和性能要求,可选择直齿轮圆柱齿
轮和斜齿轮圆柱齿轮,本例中选择斜齿轮圆柱齿轮,以便抵消一部分轴向力。
2)选择齿轮精度等级
按估计的圆周速度,由表3—5,初选用8级精度。
3)初选参数。
B=12[乙=2°
Z2=Zj2=2°
汉4=8°
x1=x2=°
%=0.9
4)初步确定齿轮的主要尺寸。
因为电动驱动,有轻微震动,查表3—1得,Ka=1.25
因为齿轮速度不咼,取仏=1.°
因为对称布局,轴的刚性小。
取Kp=1.1
因为斜齿且精度高于7级。
取K°
=1
K=KAKvKpKa=1.25^1.°
2>
M.1^1=1.4
确定Zh由图3—11得,节点区域系数Zh=2.45
SHmin=1
SFmin=匸4
crHp1=58°
cfhp2=55°
tFp1=314.28Mpa
crFp2=3°
P=12
乙=20
Z2=80
KA=1.25
仏=1.02
®
=1.1
Ka=1
K=1.4
Zh=2.45
Ze=189.8Mpa
确定ZE查表3—2得ZE=189.8「Mpa确定Z.因
确定Z-:
因螺旋角系数
Z:
=cos:
=cos12=0.989
初步计算出齿轮的分度圆直径d1,mn等主要参数和几
何尺寸。
按表3—7取标准模数mn=2.25则
n/:
d16513.1446
--一==1.57m/s
6000060000
v=1.57m/s
上验算数据基本上与估计计算近似
v
计算齿宽:
=1.57:
v=2m/s
b2二dd^0.946=41.4mm取42mm
b2二42mm
^=鸟亠〔5~10=426=48mm
5)验算齿轮弯曲强度条件。
(1)计算当量齿数。
Zv1
COS3:
一2°
=21.37
cos312
Zv2
Z2
cos3-
一8°
二85.48
(2)计算弯曲应力。
查图3—14和图3—15得
Q=48mm
Zv1二21.37
乙2二85.48
YFa1二2.8
YFa2=2.24
YFa1=2.8泉2=2.24
Ysa1=1.57Ysa2"
76
取Y;
=0.7丫严0.9
则弯曲应力为
2kT2bd1mn
YFa"
sa1YYp
Ysa1=1.57
丫严0.9
Y;
=0.7
Y=0.9
3
2.81.570.70.9MPa
21.452.9610
42462.25
=94.47MPa:
「FP1
F2
k^Fa2^Sa2
%
YFaMa1
=94.47x2.24xj76MPa2.8X.57
=84.72MPa十FP2]
齿数
20
80
46
184
48
42
模数(mm)
2.25
螺旋角(0)
12
中心距a(mm)
115
斜齿圆柱齿轮的设计要求如下:
二F1=94.47MPa
轴的结构设计
中间轴的设计计算
1、传动件的作用力计算
(1)
锥形齿轮的作用力计算
由锥齿轮啮合时的作用力与反作用力可知,中间轴上锥齿轮的受力情况
圆周力:
F-F兀-兀
t2"
dm2(1-0.5%)d2
-"
52・96
Ft2=913N
——1OIN
(1—0.5x0.3)x0.1365
径向力:
Fr2=Fa1=Ft1tg。
sin61=913xtg20^0.83=275N
Fr2=275N
轴向力:
Fa2=Fr1=Ft1tgotCOS®
=913汉tg20、0.56=186N
(2)
斜齿轮的作用力计算
T2=52.96NLm,
由前面计算可知:
dr46mm,
T2=52.96Nl_m,d1=46mm,
B=12;
P=12"
n=20*
叫=20。
L2T22X52960“cc—i
Ft=—==2302.6N
d146
Ft=2302.6N
Fr=旦g[=2302.6逹20°
=856.8NcosPcos12。
F^856.8N
Fa=Fttg0=2302.6"
g12—489.4N
2、选择轴的材料与机械性能
Fa=489.4N
由于该轴无特殊要求,轴的材料和机械性能的选择与咼速轴的
选择相同。
3、轴的结构设计
(1)按扭转强度条件初步计算轴的最小直径d2min,由
于该轴系中间轴,其C值取中间值:
C=112,则
d2min=C£
=112x^6U=2°
.35mm
按轴径的优先系列,考虑到最小轴段与轴承的配合,取轴的直径为25mm。
(2)设计其余各轴段的直径和长度
a、轴的其余径向尺寸的确定
由于该轴上所支承的零件主要有大圆锥齿轮、斜齿圆柱齿轮以及滚动轴承,根据轴的受力和转速,初选角接触球轴承7205C,其尺寸为d汉D汉B=25汉52汉15。
为了轴上零件装拆方便和加工需要,相邻轴段直径之差应取1~3mm,
用轴肩定位的相邻轴径的直径一般相差5~10mm。
由以上条件可以推算出,圆柱齿轮与轴配合段的内径为
30mm。
由于圆柱齿轮的直径D=46mm,与轴的直径30mm相差不大,故验算考虑是否可以米用齿轮与轴一体的设计。
齿根高:
**2.25
hf=(hs+C)mt=(1+0.25)江=2.85mm
cos12
而齿轮的齿根至键槽的距离
D-d46—30
x=——-hf7=-2.85-3.3=1.85mm
22
2.5mn—2.5江—5.75mm
cos12‘
显然xv2.5mn
因此,斜齿轮应和轴做成一体,以减小工艺要求。
b、轴的其余轴向尺寸的确定
大圆锥齿轮的宽度(轴向)B=1.1b=1.1汇25=27.5mm,取为28mm。
小斜齿轮的宽度b=48mm
设该轴的中点为A,考虑到大锥齿轮要与小锥齿轮正确啮
合,故大锥齿轮的端面应距A点距离为
C=112
d2min=20.35mm
hf=2.85mm
x=1.85mm
2.5
mn=5.75mm
xv2.5mn
B=28mm
x=3172mm
x=(R—b)cos&
=(81.65-25)汉0.56=31.72mm
考虑齿轮面与箱体内壁的距离|_2>
15mm,故轴的轴向尺寸
h=44mm,
可全部定下来,即:
h=44mm,l2=32mm,l3=63mm。
l2=32mm,
c、轴的定位设计
l3=63mm
圆锥齿轮、轴承采用轴肩、套筒来轴向定位,锥齿轮用平键
周向定位固定。
4、按弯矩合成校核
(1)画轴的受力图(如图所示)
(2)计算作用于轴上的支反力
水平面内支反力
Rha=1423N
瓦Ma=0=Rha=1423N,Rhb=1793N
Rhb=1793N
垂直面内支反力
XMa=0二
-J
—F/—Fa3汇」+Fr2(l2“3)+Fa2」
Rva=2=—431N
Rva=—431N
Fr3(「l2)+Fa3哼一F』1—Fa2^
R/b-22-435N
Rvb=435N
(3)绘制轴的弯矩图和转矩图
分别做出垂直面和水平面内的弯矩图(如图所示),并按
m=JmH+mV进行弯矩合成,画出转矩图(如图所示)
(4)计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算,取口=0.6,则
«
=0.6
町=0.6汉52.96=31.78NLm=31780N_mm
aT=31780NLImm
按Mca-JM2*(UT)2计算,并画当量弯矩图。
(5)校核轴的强度
根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知,
A_
r2
1
Fa3^尽
Fr3
Rva
|F^/B
Rhb
76203Nmm
47670Nmm76203Nmm
529§
N9mmmm
87406Nmm
82982925Nmmm
a-a截面弯矩最
b-b截面处弯矩也较大,且截面积较小,属于危险截面。
a-a截面处的当量弯矩为
MCa=JM2十(订)2=87406NLhm
b—b截面处的当量弯矩为
Mba=57628N|_mm
强度校核:
考虑键槽的影响,查
(1)第157页附表6-8计算可得:
Wa=0.1d3=9734mm3
Wb=2129mm3(b=10mm,t=5mm)
a
aMca87406.
▽ca=—=MPa
W9734
=8.98MPa瓷=60MPa
bMCa57628^仆
▽baMPa
Wb2129
=27.07MPac[j]b=60MPa
故安全。
5、按安全系数校核
(1)判断危险截面
截面a-a,b—b都有应力集中点,且当量弯矩较大,故确定为危险截面。
因a-a截面处应力最大,故以校核。
(2)疲劳强度校核
a、a-a截面上的应力:
—一M
弯曲应力幅:
=—=8.36MPa
W
扭转应力幅:
J=&
=1.36MPa
2Wt
弯曲平均应力:
^一0
扭转平均应力:
可m=烏=1.36MPa
b、材料的疲劳极限:
根据=650MPa,bs=360MPa,
查
(1)第131
M:
a=87406N|_mm
MCa=57628N|_mm
a3
W=9734mm
Wb=2129mm3
赵=60MPa
己=60MPa
耳=8.36MPa
J=1.36MPa
m=0
im=1.36MPa
6=0
珥=q=1.36MPa
%=650MPa
%=360MPa
也=02賀=0.1
c、a-a截面应力集中系数:
查
(1)第153页附表6-1得
Q=1.825,耳=1.625
d、表面状态系数及尺寸系数:
查
(1)第156页附表6-5、
附表6-4得
P=0.94(crb=650MPa,Ra=0.8um)
^b=0.84%=0.78
e、分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数:
cr1300
ak申a丄巾1.825x8.36丄n
丄寻+®
护皿+0.27
旷0.847.94
155
S===492
Tk/a亠忙1.625X1.36
+0.1況1.36
10.78X0.94
Sc^=15.5^49.^=14.81>
[S]=1.4
JS;
+S:
(15.5于+49.22
唁0.2,鞋=0.1
G=1.825,
^=1.625
P=0.94
备=0.84
叫=0.78
Sb=15.53
S讦49.2
Sca=匸4
低速斜齿圆柱齿轮轴的设计
T3=195.4N|_m,d4=0.184m,P3=3.33kw
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