机械设计课程设计双级齿轮圆柱齿轮减速器Word格式.docx
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使用期限:
5年
工作制度:
1班/日
二、传动方案拟定
传动方案如图1所示,整个系统由电动机,减速器,联轴器,卷筒,带式输送机组成。
减速器为三轴线双级斜齿轮减速器。
三、电动机的选择
1.选择电动机类型
按题目要求,选择Y系列三相异步电动机
2.选择电动机容量
1计算工作所需功率Pw
Pw=FV/1000=1600×
1/1000=1.6KW
nw=60×
1000V/πD=60×
1000×
1/400π=47.75r/min
2传动总效率
机械传动概率值:
圆柱齿轮(闭式)η=0.97;
滚动轴承η=0.98;
弹性联轴器η=0.99。
η总=0.992×
0.983×
0.972=0.87
3电动机输出功率Pd=Pw/η总=1.84KW
4电动机额定功率Ped
根据表20-1,选取电动机额定功率Ped=2.2KW
5电动机转速
先根据工作机主动轴转速nw和传动系统中各级传动比的常用范围,推算出电动机转速可选范围。
根据表2-1,单级圆柱斜齿轮传动比i=3~5,则电动机可选范围nd=nw.×
i2=430~1194r/min。
符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min。
综上,根据电动机容量和转速,参考表20-1,选定电动机型号Y112M-6。
其主要指标:
额定功率:
2.2KW,同步转速1000r/min,满载转速940r/min,转矩比2.0,质量45Kg。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1.总传动比i=nm/nw=940/47.75=19.69
i=i1×
i2=19.69
2.合理分配各级传动比
i1=(1.1~1.5)i2;
取i1=1.2i2
所以i1=4.86,i2=4.05
五、运动参数及动力参数计算
图2
1.计算各轴转速
nⅠ=940r/min
nⅡ=nⅠ/i1=193.4r/min
nⅢ=nⅡ/i2=47.75r/min
2.计算各轴功率
PⅠ=Pdη01=1.84*0.99*9.98=1.785KW
PⅡ=PⅡη12=1.785*0.97*0.98=1.697KW
PⅢ=PⅡη23=1.697*0.97*0.98=1.60KW
3.计算各轴输入转矩
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=18.1N·
m
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=83.8N·
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=323.23N·
项目
电动机轴
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速(r/min)
940
193.4
47.75
功率(KW)
1.84
1.785
1.697
1.616
转矩(N·
m)
18.1
83.8
323.23
传动比
1│4.86│4.05
效率
0.97│0.92│0.88
六、齿轮的设计计算
㈠.选择齿轮材料及精度等级
按题目要求,选择斜齿圆柱齿轮。
精度选择:
根据减速器为通用减速器,选择齿轮为7级精度。
材料选择:
小齿轮选用40Cr(调质),硬度为280HBS;
大齿轮选用45钢(调质),硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。
㈡.设计高速级大,小齿轮(注:
公式,图表均查自《机械设计》)
选小齿轮Z1=20,按照传动比,大齿轮Z2=97
初选螺旋角β=14°
→按齿面接触强度计算,即按照公式10-21
进行试算
A:
确定公式内各计算数值
1.试选Kt=1.6
2.由图10-30,选取区域系数ZH=2.433
3.由图10-26,查得εα1=0.76,εα2=0.87,εα=εα1=+εα2=1.63
4.计算小齿轮传递转矩
5.由表10-7选取齿宽系数Φd=1
6.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
7.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。
8.由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60*940*1*(1*8*250*5)=5.64*108
N2=N1/4.86=1.16*108
由此,根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.97。
9.计算接触疲劳许用应力
去失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-12得:
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.92*600=552MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97*550=533.5MPa
[σH]1=([σH]1+[σH]2)/2=542.75MPa
B:
设计计算
1.试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得:
d1t≥[(2*1.6*18.1*1000/1/1.63)*(5.86/4.86)*(2.433*189.8/542.75)2]1/3=31.42mm
2.计算圆周速度V=(πd1tnⅠ)/(60*1000)=1.55m/s
3.计算齿宽b及模数mnt
b=Φd*d1t=31.42mm
mnt=d1tcosβ/Z1=31.42*cos14°
/20=1.52mm
h=2.25mnt=3.42mm,b/h=9.19
4.计算纵向重合度εβ=0.318ΦdZ1tanβ=1.586
5.计算载荷系数K
已知使用系数KA=1.25;
根据V=1.55m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.09;
由表10-4查得KHβ的值为1.42;
由图10-13查得KFβ=1.35;
由表10-3查得KHα=KFα=1.2
故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=1.25*1.09*1.2*1.42=2.32
6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
由式10-10a,得d1=d1t(K/Kt)1/3=31.42*(2.32/1.6)1/3=35.56mm
7.计算模数mn
mn=d1cosβ/Z1=35.56*cos14°
/20=1.73mm
→按齿根弯曲强度设计,即按照公式10-17
确定计算参数
1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25*1.09*1.2*1.35=2.21
2.根据纵向重合度εβ=1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
3.计算当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=21.89;
ZV2=Z2/cos3β=99.62
4.查取齿形系数
由表10-5查得YFa1=2.73,YFa2=2.182
5.查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1=1.568,YSa2=1.789
6.求[σH]1,[σH]2弯曲疲劳许用应力
由图10-20c,查得小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度σFE2=380MPa;
由10-18图,取弯曲疲劳寿命系数
KFN1=0.87,KFN2=0.92
计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得
[σF]1=KFN1σFE1/S=310.71MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=244.29MPa
7.计算大,小齿轮的YFaYSa/[σF],并加以比较,选择较大值
小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=0.01378
大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=0.01597
大齿轮的值更大
mn≥[(2*2.21*18.1*1000*0.88*cos2β/1*202*1.63)*0.01597]1/3
=1.175mm
根据齿根弯曲强度确定模数,取mn=1.5mm
按接触疲劳强度算得分度圆直径35.56mm来计算齿数。
于是由
Z1=d1cosβ/mn=35.56*cos14°
/1.5=23.00
取Z1=23
则Z2=uZ1=112
C:
几何尺寸计算
1.中心距计算
a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=104.35mm,将中心距圆整为104mm
2..按圆整后中心距修正螺旋角
β=arccos[(Z1+Z2)mn/2a]=arccos(135*1.5/2/104)=13.21°
β值改变不多εα,Kβ,ZH不修正
3.计算大,小齿轮分度圆直径
d1=Z1mn/cosβ=35.44mm;
d2=Z2mn/cosβ=172.57mm;
4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=35.44mm
圆整后去B2=36mm,B1=41mm。
㈢.设计低速级大小齿轮(注:
选小齿轮Z1=20,按照传动比,大齿轮Z2=81
N1=60n1jLh=60*193.4*1*(1*8*250*5)=1.16*108
N2=N1/4.05=2.87*107
由此,根据图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97,KHN2=0.995。
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.97*600=582MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.995*550=547.25MPa
[σH]1=([σH]1+[σH]2)/2=564.625MPa
d1t≥[(2*1.6*83.8*1000/1/1.63)*(5.05/4.05)*(2.433*189.8/564.625)2]1/3=51.57mm
2.计算圆周速度V=(πd1tnⅡ)/(60*1000)=0.52m/s
b=Φd*d1t=51.57mm
mnt=d1tcosβ/Z1=51.57*cos14°
/20=2.5785mm
h=2.25mnt=5.8mm,b/h=8.89
根据V=0.52m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=0.8;
由图
10-13查得KFβ=1.35;
故载荷系数K=KA*KV*KHβ*KHα=1.25*0.8*1.2*1.42=1.704
由式10-10a,得d1=d1t(K/Kt)1/3=51.57*(1.704/1.6)1/3=52.66mm
mn=d1cosβ/Z1=52.66*cos14°
/20=2.55mm
1.计算载荷系数K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25*0.8*1.2*1.35=1.62
ZV2=Z2/cos3β=88.67
由表10-5查得YFa1=2.73,YFa2=2.205
由表10-5查得YSa1=1.568,YSa2=1.779
KFN1=0.92,KFN2=0.945
[σF]1=KFN1σFE1/S=328.6MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=256.5MPa
小齿轮YFa1YSa1/[σF]1=0.013
大齿轮YFa2YSa2/[σF]2=0.0153
mn≥[(2*1.62*83.8*1000*0.88*cos2β/1*202*1.63)*0.0153]1/3
=1.74mm
根据齿根弯曲强度确定模数,取mn=2mm
按接触疲劳强度算得分度圆直径52.66mm来计算齿数。
Z1=d1cosβ/mn=52.66*cos14°
/2=25.55
取Z1=26
则Z2=uZ1=105
a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=135.01mm,将中心距圆整为135mm
β=arccos[(Z1+Z2)mn/2a]=arccos(131*2/2/135)=13.98°
d1=Z1mn/cosβ=53.59mm;
d2=Z2mn/cosβ=216.41mm;
4.计算齿轮宽度b=Φd*d1=53.59mm
圆整后去B2=54mm,B1=59mm。
注(Fp,±
fpt,ff,Fβ,±
fa查自《机械设计课程设计》P178-179页,表19-3,19-4,19-6)
七、轴的设计计算
㈠.高速轴的设计计算
高速轴直径的确定(注:
1.求出高速轴功率P=1.785KW,转速n=940r/min,转矩T=18.1N·
m。
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T1/d1=1021.44N
Fr=Ft·
tanan/cosβ=381.88N
Fa=Ft·
tanβ=239.76N
力的方向如图3所示
图3
3.初步确定轴的最小直径
按15-2式初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料,为40Cr,调质处理,根据表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0(P/T)1/3=112(1.785/940)1/3=13.87mm。
为了便于高速轴与电动机轴连接,且高速轴上需要开键槽,所以将轴最细处直径适当放大至20mm。
所以选用滚动轴承为30305,其尺寸为d=25mm,D=62mm,T=18.25mm
4.高速轴受力情况如图4所示,上为垂直方向力矩,下为水平方向力矩
图4
F1V=(Fr·
130.125-Fa·
d/2)/L=244.65N;
F2V=Fr-F1V=137.23N
Mmaxv=17857.65N·
mm
F1H=715.56N,F2H=305.88N,MmaxH=39802.64N·
总弯矩为
Mmax=(Mmaxv2+MmaxH2)1/2=43625.06N·
扭矩T=18099.91N·
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面。
根据式15-5所求数据,以及轴为单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,根据:
=(43625.062+0.62·
18099.912)/0.1/203
=56.2MPa
轴材料为40Cr,调质处理,由表15-1,查得[σ-1]=70MPa
所以轴合格。
高速轴结构设计
1.拟定轴上零件装配方案
装配方案如图5所示
2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴左端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段D=24mm;
右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈D=26mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度52mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段长度为50mm。
②选择滚动轴承,因为轴承同时受到径向和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据Ⅱ-Ⅲ段D=24mm,选择圆锥滚子轴承30305,其尺寸为25*62*18.25mm,故Ⅲ-Ⅳ和Ⅸ-Ⅹ段D=25mm,Ⅲ-Ⅳ段长度为17mm。
左,右两端滚动轴承采用轴肩定位,故取Ⅳ-Ⅴ和Ⅷ-Ⅸ段D=32mm。
③取制齿轮轴的Ⅴ-Ⅷ段D=26mm,齿轮分度圆D=35.44mm,Ⅵ-Ⅶ段长度45mm。
④Ⅱ-Ⅲ段考虑到轴承盖宽度,取76mm,Ⅸ-Ⅹ段长度为毡圈加轴承长度,为26mm。
其他考虑其他轴的定位及齿轮与齿轮,齿轮与箱体直接距离,取Ⅳ-Ⅴ段长度11mm,Ⅴ-Ⅵ段长度86mm,Ⅶ-Ⅷ段长度9mm,Ⅷ-Ⅸ段长度7mm。
至此已初步确定轴的各段直径和长度。
3.轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。
按Ⅰ-Ⅱ段直径查表17-1
得平键截面b*h=6*6mm,键槽用键槽铣刀加工,长为45mm,同时为了保证半联轴器和轴的连接,取半联轴器与轴的配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡或过盈配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为k6,轴承内圈与轴的配合为H7/k6。
4.确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表11-5,11-6,取轴端倒角1×
45°
,各轴肩处圆角半径为1mm
由于滚动轴承没有重新选择,经过前面的弯扭合成应力校核得σca<[σ-1],故安全。
D:
精确校核轴的疲劳强度
考虑到轴直径,应力大小,应力集中及扭矩作业,校核截面Ⅸ左
右两侧
1.截面Ⅸ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*253=1562.5mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*253=3125mm3
截面Ⅸ左侧的弯矩M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N·
截面Ⅸ上的扭矩T=18099.91N·
截面上的弯曲应力σb=M/W=19.32MPa
截面上的扭转切应力τT=T/WT=5.79MPa
轴的材料为40Cr,调质处理,由表15-1查得σB=735MPa;
σ-1=355MPa;
τ-1=200MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表3-2查取,因r/d=1/25=0.04,D/d=32/25=1.28,查得ασ=2.09,ατ=1.79
又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为qσ=0.77,qτ=0.8
故有效应力集中系数按式为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1.84
kτ=1+qτ(ατ-1)=1.63
由附图3-2的尺寸系数εσ=1;
由附图3-3的扭转尺寸系数ετ=0.97。
轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.93
轴未经表面强化处理,即βq=1,则按式得综合系数为
Kσ=kσ/εσ+1/βσ-1=1.92
Kτ=kτ/ετ+1/βτ-1=1.71
又得碳钢的特性系数φσ=0.1~0.2,取φσ=0.1;
φτ=0.05~0.1,取φτ=0.05
于是,计算安全系数Sca值,按公式得
Sσ=σ-1/(Kσ·
σa+φσ·
σm)=9.57
Sτ=τ-1/(Kτ·
τa+φτ·
τm)=41.12
Sca=SσSτ/(Sσ2+Sτ2)1/2=9.32>
S=1.6
故可知其安全。
2.截面Ⅸ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1*323=3276.8mm3
抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2*323=6553.6mm3
截面Ⅸ右侧的弯矩M=43625.06*38.5/55.625=30194.42N·
截面上的弯曲应力σb=M/W=9.21MPa
截面上的扭转切应力τT=T/WT=2.76MPa
右侧半径大于左侧,故可知其安全。
所以高速轴强度是足够的。
㈡.中间轴的设计计算
中速轴直径的确定(注:
1.求出中间轴功率P=1.697KW,转速n=193.4r/min,转矩T=83.8N·
大齿轮所受力:
Ft=2T2/d2=971.2N
tanan/cosβ2=363.1N
tanβ2=227.97N
小齿轮所受力:
Ft=2T1/d1=3127.45N
tanan/cosβ1=1173.04N
tanβ1=778.6N
力的方向如图6所示
图6
选取轴的材料,为40Cr,调质处理,根据表15-3,取A0=112,于是得
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