机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器文档格式.docx
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i1=3.2
i2=4.2
计算各轴的输入功率
小齿轮P1=Pd×
η带=9.65×
0.96=9.264KW
大齿轮P2=P1×
η²
轴承η齿
=9.264×
0.97=8.81Kw
卷筒轴Pw=P2×
η联η轴承=8.81×
0.99=8.55Kw
P1=9.264Kw
P2=8.81Kw
Pw=8.55Kw
V带传动的设计
确定计算功率Pc
Pc=KA·
Pd,已知Pd=9.625Kw查机械设计基础表4.7得KA=1.2,
则Pc=1.2×
9.65=11.58Kw
Pc=11.58Kw
计算带型
根据Pc=11.58KW和小带轮转速n1=nm=970r/min,按图4.12选择B型带
B型带
确定V带轮基准直径
查表4.8选取dd1=125mm由式(4-12)
∵n1/n2=i1
∴n2=n1/i1=970/303.125r/min
dd2=(n1/n2)dd1(1-ε)
=970/303.125×
(1-0.02)
=392(mm)
查表4.8,选取dd2=400mm
取dd1=125mm
dd2=400mm
验算带速
由式(4-19)得
V=πdd1n1/60×
1000=6.35m/s
带速V在5~25(m/s)范围内合适
确定带的基本长度
取中心距
0.7(dd1+dd2)<
a0<
2(dd1+dd2)
367.5<
1050,初取a0=700mm
由式(4-21)计算V带的基本长度
L0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)²
/4a0
=2×
700+π/2(125+40)+(400-125)²
/4×
700
=2251.26(mm)
查表4.2,选取带的基准长度Ld=2300mm查表4.
2,由式(4-22)计算实际中心距
a≈a0+(Ld-L0)/2=700+(2300-2251.26)/2
=724.37mm
考虑安装调整和补偿张紧力的需要,中心距应有一定的调整范围,由式(4-23),(4-24)得
amin=a-0.015Ld=724.37-0.015X2300
=689.87mm
amax=a+0.03Ld=724.37+0.03X2300
=793.37(mm)
取Ld=2300mm满足设计要求Amin=689.87mm
Amax=793.37(mm)
验算小带轮的包角
由式(4-25)得小带轮的包角
α1=180°
-(dd2-dd1)×
57.3°
/a
=180°
-(400-125)×
/724.37
=158.25
α1≥120°
,合适
7,确定V带的根数
查表4.4得:
P0=1.64KW,△P0=0.30KW
查表4.5得:
Kα=0.94,
查表得KL=1.01
由式(4-26)计算V带的根数
Z=Pc/[P0]=Pc/(P0+△P0)KLKα
=11.58/(1.64+0.30)×
0.94×
1.01
取Z=7根
确定单根V带的初拉力
查表4.8,得q=0.17kg/m
由式(4-28)得单根V带的初拉力F0=(500PL/zv)×
(2.5/KQ-1)+qv²
=(500×
11.58/7×
6.35)×
(2.5/0.94-1)+0.17×
6.35²
=223.08N
单根V带张紧所需的初拉力F0=223.08
9,确定带轮在带轮轴的拉力
由式()4-29近似计算传动作用在带轮轴的压力
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
7×
223.08×
sin223/2=2905.81N
FQ=2905.81N
10,带轮结构设计
11,传动比调整
小带轮dd1=125mm,采用实心式大带轮dd2=400mm>
300采用轮辐式
V=6.35m/s<
25m/s带轮均采用HT150制造
∵因已选取
dd1=125mm,dd2=400mm,得i1=dd2/dd1=400/125=3.2
∵i=i1·
i2=13.44∴i2=i/i1=13.44/3.2=4.2
12,计算各级转速
小齿轮:
n1=nm/i1=970/3.2=303.125r/MM
大齿轮:
n2=n1/i2=303.125/4.2=72.19r/mm
卷筒轴:
nw=n2=72.19r/mm
满足题目设计要求。
N1=303.125r/mm
N2=72.19r/mm
计算各轴的输入转矩
电机轴输入转矩:
Td=9550×
Pd/nm=9550×
9.65/970
=95.01N·
m
小齿轮轴输入转矩:
T1=9550×
P1/n1
=9550×
9.264/303.125
=291.86N·
大齿轮轴输入转矩
T2=9550×
P2/n2
8.81/72.19=1165.47N·
Td=95.01N·
T1=291.86N·
T2=1165.47N·
单级直齿圆柱齿轮的传动的设计
1,选取材料和确定叙永应力
小齿轮材料:
45钢,调制硬度为HB1=210~280HBS,计算中用215HBS1,
大齿轮材料:
45钢,正火硬度为HB2=170~210HBS,计算中用185HBS
小齿轮许用应力:
[σ]H1=380+0.7HB1=380+0.7×
215=530(MPa)
大齿轮许用接触应力:
[σ]H2=380+0.7HB2=380+0.7×
215=510(MPa)
小齿轮许用弯曲应力:
[σ]F1=H0+0.2HB1=140+0.2×
215=183(MPa)
大齿轮许用弯曲应力:
[σ]F1=140+0.2HB2=140+0.2×
185=177(MPa)
接触疲劳强度计算齿轮的主要尺寸
(1)计算小齿轮所需传递的转矩下:
(9.264/303.125)×
10³
=2.92×
100⁴
T1=2.92×
2,确定载荷系数K
3,计算齿数比
4,选择齿宽系数φd
据K=1.3~1.7,原动机为电动机,载荷较平稳,齿轮支撑为对称配置取较小值K=1.4
Μ=z2/Z1=i2=4.2
据齿轮为轮齿面和齿轮在两轴承间对称布置,由表6.9取Φd=1
K=1.4
μ=4.2
Φd=1
5,材料系数ZE
6,按式(6-28)计算小齿轮的分度圆直径d1
(7)确定齿轮的模数m
(8)按式(6-32)确定齿轮的齿轮数Z1和Z2
(9)计算齿轮的主要尺寸
(10)计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮精度
查表6.6得ZE=189.8MPa½
=95mm
∵中心距a=(d1/2)(1+μ)
=247(mm)
∴M=(0.007~0.020)×
247
=1.729~4.94
按标准模数系列(表6.1)
Z1=d1/m=95/2.5=38
故调整μ:
∵a=95(μ+1)/2=250μ=4.263
Z2=μz1=4.263×
38=162
齿轮分度圆
d1=mz1=2.5×
38=95mm
∴d2=mz2=2.5×
162=405
齿轮转动的中心距:
a=(d1+d2)=(95+405)/2=250(mm)
齿轮宽度:
b=b2=φd·
d1=1×
95=95(mm)
b1=b2+(5∽10)=100∽105mm
取b1=100
V=πd1n1/60×
1000=1.51m/s
按表6.14选取齿轮精度等级为8级精度
Z1=38
Z2=162
a=247.5mm
b2=95mm
b1=100m
V=1.51m/s精度为8级
3,较核齿根的弯曲疲劳强度
(1)选YFS并比较大小
(2)计算大齿轮齿根的弯曲应力
查表6.8,z1=38YFS1=4.02
Z2=162YFS2=3.92
YFS1/[σ]=4.02/183=0.0220
<
YFS2/[σ]F2=3.92/177=0.0221
σF2=2KT1YFS2/bm²
z1
=2×
1.4×
2.92×
10∧5×
3.92/95×
2.5²
38
=142.05MPa<
[σ]F2
∴齿轮的弯曲疲劳强度足够。
大小齿轮的弯曲疲劳强度足够。
4.计算齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径为:
d2=mz2=2.5×
162=405mm
齿顶圆直径为:
da1=d1+aha*m=95+2×
1=97mm
da2=d2+2ha*m=405+2×
1=410mm
齿根圆直径为df1=d1-2(ha*+c*)m=9*5-2(1+0.25)×
2.5=88.75mm
df2=d2-2(ha*+c*)m
=405-2*(1+0.25)×
2.5=398.75(mm)
d1=95mm
d2=405mm
da1=97mm
da2=410mm
df1=88.75mm
df2=398.75(mm)
5,齿轮结构设计
∵小齿轮直径较小
∴考虑将小齿轮与轴做成整体——齿轮轴
高速轴设计
1,选择轴的材料确定许用应力
考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器,选用45钢调质处理由表《机械设计基础》9.1查得
σb=637MPa[σb]-1=59Mpa
σb
=637MPa
[σb]-1
=59Mpa
2,初步计算最小轴径
高速轴传递功率P1=9.264KW,由表9.2查得C=(118~107)
则d1≧C·
1
=36.58~33.17(mm)
因轴上开一个键槽故将轴径增大5%,则d1x1.05≧38.409~34.828
取轴径d1=38mm
d1=38mm
3,轴上零件定位固定和装配
单级减速器中将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称布置(图9.15),两轴承分别以套筒定位,周向则采用小过盈配合固定。
大带轮以轴肩和轴端挡圈轴向定位,平键做周向定位。
轴做成阶梯形,右端套筒和右轴承从右面装入,左端套筒,左轴承左端盖,大带轮依次从左面进入
4.轴的结构设计
轴径的设计
d1=38mm
d2=d1+2h=38+2×
0.07×
38=43.32㎜考虑该段轴上的密封尺寸,取d2=44㎜轴承型号初选为6210深沟球轴承.查手册得轴承宽度B轴承=20㎜,则d3=50㎜(符合轴承内径同时d3>
d2,以便于轴承装拆)
故采用油润滑(查教材P245)毛毡圈密封,考虑非定位轴肩,取d4=51mm(d4>
d3),以便于齿轮装拆,但因da1=100mm<
2d4,查《简明机械零件设计手册》表10-25,d4轴段应与小齿轮做成整体---齿轮轴。
所以d4=df1=88.75mm,且小齿轮不需轴环段,d5=d3=50mm(同一轴上两轴型号尽量相同)
初选6210
d2=44㎜
d3=50㎜
d4=88.75mm
d5=50mm
②轴端长度确定
由装配图知轴的长度尺寸分别为
L1=106mm,L2=75mm,
L3=33mm,L4=99mm,
L5=33mm
③两轴承的跨距
由于采用6210深沟球轴承,支点可选在轴承宽度一半处
L跨距=L3+L4+L5-B轴承
=33+99+33-20
=145mm
经计算,左轴承支点到齿轮支点距离为72.5mm,齿轮为居中布置
L跨距=145mm
5.齿轮受力计算
分度圆直径
d1=mz=2.5×
转矩
圆周力
Ft1=2T1/d1=2×
291864÷
=15361.26(N)
径向力
Fr1=Ft1tanα=5591.04(N)
T1=291864(N·
M)
Ft1=6144.5(N)
Fr1=5591.04(N)
6.轴的强度计算
(1)画轴受力(a)
(2)在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内:
=290581N
RAH=2675.2(N)
V面内:
RAV=RBV=
=7686.63(N)
(3)绘制弯矩图:
H面内弯矩
MCH=72.5×
(-
)=-388646.96(N·
MM)
MAH=128×
)=371943.68(N·
V面内弯矩图
MAV=0
MCV=72.5×
RAV=556845.67(N·
合成弯矩图
MC=
=67906079(N·
MA=
=371943.68(N·
(4)绘制弯矩图
T1=291864N·
mm
(5)绘制当量弯矩图
=701277.41N·
=411106.50N·
(6)校核危险截面C处的强度
故该轴的强度满足要求.
低速轴
1.选择轴的材料,确定许用应力
考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器,选用45钢调质处理,查表9.1得:
σb=637Mpa
[σb]-1=59Mpa
=637Mpa
=59Mpa
低速轴传递功率P2=8.81KW,由表9.2查得C=118~107则d1≥C·
(p2/n2)⅓=59~53.5mm因轴上开一个键槽,故将轴径增大5%则d1×
1.05≥61.95~56.175,
取轴径d1=63mm
d1=63mm
3,联轴器的选择
查教材表11-1,取联轴器的工作情况系数K=1.3,则计算转矩
Tc=KT2=1.3×
1165.47
=1515.111(N·
mm)
查手册表7-11
选取弹性柱销轴器的型号为LX4,轴径d1=63mm,轴孔径L=107mm
4.初步拟定轴上零件定位,固定和装配
单级减速器将齿轮安排在箱体中央(图15,但将轴反向放置)齿轮右端用套筒轴向定位,左面由轴环定位,周向依靠平键固定两轴承都以套筒定位,周向则采用小过盈配合固定。
联轴器以轴肩和轴端挡圈轴向定位,平键做周向定位。
轴做阶梯形,左端套筒,左轴承从左面装入,齿轮,右端套筒,右轴承,联轴器依次从右面装入。
5.轴的设计
d2=d1+2h=63+2×
38=68.32.考虑该轴端上密封件尺寸,取d2=70mm轴承型号初选为6215深沟球轴承,轴承宽度B=25mm,则d3=75mm(符合轴承内径,同时d3>
d2,以便于轴承装拆))因为d3·
n2=75×
72.19=5437.31<
1.5×
10^5(mm·
r/min)故而轴承采用油润滑(查教材P245)毛毡密封圈。
考虑非定位轴承,取d4=77mm(d4>
d3,以便于齿轮装拆)定位轴环直径d5=d4+2h=77+(0.07~0.1)×
62=85.68~89.4mm
取d5=87mmd6=d3=75mm
d2=70mm
d3=75mm
d4=77mm
d5=87mm
d6=75mm
②轴段的长度确定
L1=103mm,L2=38mm,
L3=69mm,L4=93mm,
L5=7mm,L6=33mm
③两轴承间跨距
由于6215深沟球轴承,支点可送在轴承宽度一半处。
L跨距=L3+L4+L5+L6-B轴承
=69+93+7+33-25
=177mm
经计算右轴承支点到齿轮支点距离为86mm
左轴承支点齿轮支点距离91mm。
L跨距=177mm
6.齿轮受力分析
圆周力Ft2=2T2/d2=5827.365(N)
径向力Fr2=Ft2tanα=2120.99(N)
T2=1165473(N·
(1)画轴的受力图a
Fr2×
86-REH×
177=0得REH=1017.81N
RFH=Fr2-REH=1076.99(N)
86-REV×
177=0得REV=2796.42(N)
RFV=Ft2-REV=2959(N)
H面内弯矩图⑵MGH=REH×
91=92620.71(N·
V面内弯矩图⑶:
MGV=REV×
109=254474(N·
合成弯矩图⑷:
=270805.69(N·
(4)绘制转矩图
T2=1165473N·
MM
=749889.03(N.mm)
故该轴的强度满足要求。
平键
1高速轴上与大带轮连接的平键
(1)选择键的类型和尺寸:
由高速轴结构设计:
d1=38mm,L1=105mm
查表8.9选用A型平键b=10mm,h=8mm,L=70mm,l=L-b=70-10=60,由于键是标准件其剪切强度足够
(2)校核键连接的强度
因带轮采用铸铁制造,查8.10得[δp]=10~80Mpa键连接挤压强度
故所选键连接满足挤压强度,合适。
A型平键
b=10mm
h=8mm
L=70mm
2低速轴上与联轴器连接的平键
由低速轴结构设计:
d1=63mm,L1=82mm查表8,9
选用B型平键
b=18,h=11mm,L=70mm,l=L=70mm,由于键是标准件,其剪切强度足够。
因半联轴器和平键都采用45号钢制造,查表8.10得[δp]=125~150Mpa键连接挤压强度
B型平键
b=18mm
h=11mm
3,低速轴上与大齿轮连接的平键
(1)选择键的类型和尺寸
d4=77mm,l4=93mm查表8.9选用A型平键,b=16mm,h=10mm
L=56mm
l=L-b=56-16=40mm
由于键是标准件,其剪切强度足
因齿轮和平键都用45钢制造查表8.10得[бp]=125~150Mpa键连接挤压强度
故所选键连接满足挤压强度要求,合适。
A型平键,b=16mm
h=10mm
滚动轴承的选择和校核
1.高速轴轴寿
由高速轴结构设计知,d3=50mm初选轴承型号为6210,查手册表知Cr=35KN查表10.12取温度系数ft=1,查表10.12
取fp=1.1,球轴£
=3得
故该轴承寿命足够。
6208寿命满足
1.低速轴轴寿
由低速轴结构设计知,d3=75mm初选轴承型号为6215,查手册表知Cr=66KN因齿轮传动没有轴向力故p=Fr2=2120.99N
查表10.12取温度系数ft=1,查表10.12,取fp=1.1,球轴£
=3得
6210寿命满足
减速轴箱体及附件设计
1.箱体的设计
低速轴:
a=177(mm)
箱座壁厚:
б=0.025a+1=6mm
箱座缘厚度:
b=1.5б=9mm
底脚螺栓底脚厚度:
p=2.5б=15mm
箱座上的肋厚:
m≧0.85б=5mm取m=5mm
箱盖上的肋厚:
m1≧0.85б=5mm取m1=5mm
底脚螺栓直径:
dΦ=12mm
轴承旁连接螺栓直径:
d1=0.75dΦ=9mm
上下箱连接螺栓直径:
d2=(0.5~0.6)dΦ=(6~7.2)取d2=8mm
定位销孔直径:
d3=(0.7~0.8)dΦ=(8.4~9.6)取d3=10mm
(1)窥视孔及窥视孔盖
(2)通气孔M12×
1.5
(3)轴承盖
2.减速器附件设计
选取凸缘式轴承盖,轴承外径D=80~90mm
对于低速轴有螺栓连接直径M=8
螺栓数目n=6
(4)定位销
选取圆锥型定位销8×
32
(5)启箱螺钉M10
(6)放油孔及放油螺栓塞M12
减速器的润滑,润滑剂及其密封方式
1.齿轮润滑方式及其润滑剂的选择
高速轴齿轮圆周速度:
齿轮采用油润滑
低速轴齿轮圆周速度:
齿轮采用浸油润滑
即将低速轴浸于减速器油池内,当齿轮转动时,将润滑油带到啮合处,同时将油甩直箱壁上用于散热。
查相关手册,齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮轴(GB5903-1995)运动粘度为:
90-100(单位为mm²
/s)
2.轴承的润滑方式及其选择
(1)高速轴轴承的润滑方式及其润滑剂的选择减速器轴承均用油润滑
(2)密封的方式的选择
滚动轴承密封选择
滚动轴承采用毡圈密封。
根据参考手册表14-4查得毡圈尺寸为:
高速轴密封毡圈参数JB/ZQ4606-1997
轴径d
毡圈
D
d1
53
39
低速轴密封毡圈参数JB-ZQ4606-1997
d2
63
84
箱体密封选择
箱体剖分面应该用水玻璃密封或者密封胶密封。
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- 机械设计 基础 课程设计 一级 圆柱齿轮 减速器
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