二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F5VDX.docx
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二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F5VDX
机械设计(论文)说明书
题目:
二级斜齿圆柱齿轮减速器
系别:
XXX系
专业:
学生姓名:
学号:
指导教师:
职称:
第一部分课程设计任务书3
第二部分传动装置总体设计方案3
第三部分电动机的选择4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数7
第五部分齿轮的设计8
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计17
第七部分键连接的选择及校核计算20
第八部分减速器及其附件的设计22
第九部分润滑与密封24
设计小结25
25
参考文献
第一部分课程设计任务书
一、设计课题:
设计两级展开式圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失,使用期限6年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
二.设计要求:
1.减速器装配图一张。
2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。
3.设计说明书一份。
三.设计步骤:
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7.键联接设计
8.箱体结构设计
9.润滑密封设计
10.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,将开式齿轮设置在低速级。
其传动方案如下:
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。
计算传动装置的总效率a:
尹。
「:
=0.99X0.993X0.972X0.95X0.96=0.81
1为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为开式齿轮传
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度V:
v=0.4m/s
工作机的功率pw:
_FXV
Pw=1000
6500X0.4
1000
=2.6KW
电动机所需工作功率为
pw2.6
pd=na=両
=3.21KW
执行机构的曲柄转速为
60X1000V
nXD
60X1000X0.4
nX327
23.4r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,开式齿轮传动的传动比范围为i1=2~5,
二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40,贝U总传动比合理范围为216~200,电动机转速的可选范围为nd=iaXn=(16~200)X23.4=374.4~4680r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为丫132M1-6的三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比
ia=nm/n=960/23.4=41
(2)分配传动装置传动比:
ia=ioxi
式中io,ii分别为开式齿轮和减速器的传动比。
为使开式齿轮传动外廓尺寸不
致过大,选取io=2.5,则减速器传动比为:
i=ia/io=41/2.5=16.4
取两级圆柱齿轮减速器咼速级的传动比为
ii2=,1.3i=1.3X16.4=4.62
则低速级的传动比为
16.4=
4.62=
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
ni=nm=960=960r/min
nil=ni/i12=960/4.62=207.8r/min
niii=nii/i23=207.8/3.55=58.5r/min
niv=niii/i0=58.5/2.5=23.4r/min
(2)各轴输入功率:
Pi=PdX-=3.21X0.99=3.18KW
Pll:
=PiX「.月=
3.18X0.99X0.97=
:
3.05KW
Pill:
=PiiX;=
=3.05X0.99X0.97=
=2.93KW
Piv=
=PiliX「.I:
:
=2.93X0.99X0.95:
=2.76KW
则各轴的输出功率:
Pi=
=PiX0.99=
3.15KW
Pii=
=PiiX0.99=
:
3.02KW
Piii
=PiiiX0.99
=2.9KW
1
Piv=
=PivX0.99:
=2.73KW
(3)各轴输入转矩:
Ti=TdX-
电动机轴的输出转矩:
所以:
Ti=TdX-=31.9X0.99=31.6Nm
Tii=TiXii2X];=31.6X4.62X0.99X0.97=140.2Nm
Tiii=TiiXi23X〕;=140.2X3.55X0.99X0.97=478Nm
Tiv=TiiiXi°X二:
=478X2.5X0.99X0.95=1123.9Nm
输出转矩为:
Ti'=TiX0.99=31.3Nm
Tii'=TiiX0.99=138.8Nm
Tiii=TiiiX0.99=473.2Nm
Tiv=TivX0.99=1112.7Nm
第六部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBWV
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBWV取小齿齿数:
Z1=25,则:
Z2=i12XZ1=4.62X25=115.5取:
Z2=116
2)初选螺旋角:
■-=13.50
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=1.6
2)T1=31.6Nm
3)选取齿宽系数’-;d=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa
5)由图8-15查得节点区域系数Zh=2.44
:
.=[1.88-3.2X(I/Z1+I/Z2)]Xcos'
=[1.88-3.2X(1/25+1/116)]Xcos13.5=1.677
Z
=0.772
=0.318-dZ1tan=0.318X1X25Xtan13.5°=1.91
10)
查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
二Hlim1=650MPa,大齿轮的接触疲劳
强度极限:
二Hlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60X960X1X6X300X2X8=1.66X109
98
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=1.66X10/4.62=3.59X10
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
Khn1=0.88,Khn2=0.9
13)
[匚H]2=
KHN2cHlim2
S
=0.9X530=477MPa
计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:
许用接触应力:
[刊=([;「h]1+[二H]2)/2=(572+477)/2=524.5MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
dit:
d1t
3
=38.5mm
/2X1.6X31.6X10004.62+1244X189.82
1X1.677X4.62X~~524.5~丿
4修正计算结果:
1)确定模数:
取为标准值:
2mm。
Z1叫25X2
d1=~==51mm
cosBCOS13.53
Z2mn116X2
d2===239mm
cosBcos13.5°
b=©dXd1=51mm
b圆整为整数为:
b=51mm
由表8-8选取齿轮精度等级为8级
6)
同前,Ze=189.8MPa。
由图8-15查得节点区域系数为:
Zh
:
.=[1.88-3.2X(1/Z1+1/Z2)]Xcos'-
=[1.88-3.2X(1/25+1/116)]Xcos13.5=1.677
同前,取:
;
由式8-21得:
=0.318'dZitan=0.318X1X25Xtan13.5°=1.91
Z
3
=0.772
9)
10)
11)
:
t=arctan(tan:
n/cos)=arctan(tan2(0/cos13.5D)=20.50
cos:
b=cos^cos:
n/cos:
t=cos13.5cos20/cos20.5=0.98
16)由表8-3查得:
Kh=Kf-.=1.2
17)由表8-4得:
Kh,11「乂d2)'-d2+0.61X10-3b=1.46
18)K=KaKvKh:
Kh■:
=1X1.1X1.2X1.46=1.93
计算K值满足要求,计算结果可用。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
Zv1=Z1/cos3'-=25/cos313.50=27.2
ZV2=Z2/cos3■-=116/cos313.50=126.2
2)
;:
v=[1.88-3.2X(1/Zw+1/Zv2)]cos1
=[1.88-3.2X(1/27.2+1/126.2)]Xcos13.f=1.689
2)由式8-25得重合度系数:
Y;=0.25+0.75co§屯小=0.68
3)由图8-26和门=1.91查得螺旋角系数Y=0.88
5)
£
Y
3.587
==315
£Y
a£
1.677X0.68
前已求得:
Kh:
.=1.2<3.15,故取:
Kf:
;=1.2
6)
[(2ham+c*)叫]
且前已求得:
Kh]=1.46,由图8-12查得:
Kf':
=1.43
7)K=KaKvKfKL=1X1.1X1.2X1.43=1.89
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.56YFa2=2.17
应力校正系数:
Ysa1=1.62Ysa2=1.83
9)由图8-22C按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
二Flim1=500MPa二Flim2=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=1.66X109
大齿轮应力循环次数:
N2=3.59X108
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
Kfn1=0.84Kfn2=0.86
12)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
KFN1cFlim1
S
0.84X500
1.3
=323.1
[匚f]2=
KFN2cFlim2
S
0.86X380
1.3
=251.4
丫Fa1YSa1=2.56X1.62
323.1
=0.01284
丫Fa2YSa2
[6F]2
2.17X1.83
251.4
=0.0158
大齿轮数值大选用
(2)
=1.14mm
按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
1.14W2所以强度足够
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d1=51mm
d2=239mm
b='-'dxd1=51mm
b圆整为整数为:
b=51mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=56mmb2=51mm
中心距:
a=145mm,模数:
m=2mm
(二)低速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBWV
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HB。
取小齿齿数:
Z3=26,则:
Z4=i23XZ3=3.55X26=92.3取:
Z4=92
2)初选螺旋角:
一:
=110
d3t
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=1.6
2)T2=140.2Nm
3)选取齿宽系数’-d=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze=189.8.MPa
5)由图8-15查得节点区域系数Zh=2.45
6)由式8-3得:
:
.=[1.88-3.2x(1/Z3+1/Z4)]xcos'-
=[1.88-3.2x(1/26+1/92)]xcos11°=1.691
7)由式8-4得:
匸=0.318'-dZ3tan1=0.318x1x26xtan11°=1.61
8)
由式8-19得:
9)由式8-21得:
Z:
=cosB="Jcosll=0.99
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
niimi=650MPa,大齿轮的接触疲劳
强度极限:
cHiim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N3=60nkth=60X207.8X1X6X300X2X8=3.59X108
大齿轮应力循环次数:
N4=60nkth=N3/u=3.59X108/3.55=1.01X108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
Khn3=0.9,Khn4=0.92
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:
[匚h]3=HN3Hhm3=0.9X650=585MPa
[;「h]4==0.92X530=487.6MPa
许用接触应力:
[二H=([二h]3+[二h]4)/2=(585+487.6)/2=536.3MPa
3设计计算:
2KtT2u±1
ZHZE
d3t‘
小齿轮的分度圆直径:
d3t:
4修正计算结果:
1)确定模数:
-=arccos
2a
(26+92)X3o
=arccos2X180.3=11
4mn
取为标准值:
3mm。
©dXd3=79mm
b圆整为整数为:
b=79mm。
5)计算圆周速度v:
3.14X79X207.8
v=
60X1000
60X1000=0.86m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6)同前,Ze=189.8MPa。
由图8-15查得节点区域系数为:
Zh=2.45。
7)由式8-3得:
:
=[1.88-3.2X(1/Z3+1/Z4)]Xcos1
=[1.88-3.2X(1/26+1/92)]Xcos11°=1.691
8)由式8-4得:
、l,:
.=0.318-dZ3tan:
=0.318X1x26xtan11°=1.61
9)
10)
同前,取:
邙=1
-严
!
1
Z;=
3I1
齐厂
=\~
二;1.691=0.769
\
V
%
v*
11)
由式8-21
得:
Z:
=
cosB
=cos11
=0.99
12)
由表8-2查得系数:
Ka=1,
由图8-6查得系数:
Kv=1.1。
2T2
2X140.2X1000
13)
Ft=
79
=3549.4N
d3
KAFt
1X3549.4
b
=79
=44.9<100Nmm
14)由tan:
t=tan:
n/cos:
得:
:
t=arctan(tan:
n/cos:
)=arctan(tan20/cos1f)=20.4°
15)由式8-17得:
cosb=coscos:
n/cos:
t=cos11cos20/cos20.4=0.98
16)由表8-3得:
Kh:
:
=Kf:
=1.2
17)由表8-4得:
Kh,】丨「二-d2)'d2+0.61X10-3b=1.47
18)K=KaKvKh:
Kh■:
=1X1.1X1.2X1.47=1.94
计算K值满足要求,计算结果可用。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV3=Z3/COS3]=26/coS3110=27.5
330
ZV4=Z4/COS■-=92/cos11=97.3
2)
;:
v=[1.88-3.2X(1/Zv3+1/Zv4)]cos'-
=[1.88-3.2X(1/27.5+1/97.3)]Xcos11°=1.699
3)由式8-25得重合度系数:
2
Y;=0.25+0.75cos七/$=0.67
4)由图8-26和二=1.61查得螺旋角系数Y=0.91
5)
%3.301….
==291
1.691X0.672.91
£Y
a£
前已求得:
Kh:
.=
:
1.2<2.91,故取:
Kf:
.=1.2
6)
b
且前已求得:
KhI=1.47,由图8-12查得:
Kf:
=1.44
7)K=KaKvKfKfI=1X1.1X1.2X1.44=1.9
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa3=2.56YFa4=2.21
应力校正系数:
Ysa3=1.62Ysa4=1.8
9)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
CFlim3=500MPa-Flim4=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N3=3.59X108
大齿轮应力循环次数:
N4=1.01X108
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
Kfn3=0.86Kfn4=0.89
12)
计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
YFa3YSa3
2.56X1.62
[°F]3
=330.8=0.01254
=1.84mm
大齿轮数值大选用
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
1.84W3所以强度足够(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d3=79mm
d4=281mm
b='--dxd3=79mm
b圆整为整数为:
b=79mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b3=84mmb4=79mm
中心距:
a=180mm,模数:
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
I轴的设计
1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti:
Pi=3.18KWni=960r/minTi=31.6Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
di=51mm
Ft=
2T1
d1
2X31.6X1000=51
=1239.2N
tana
Fr=FtX
cosB
0
=1239.2Xtan200=463.8N
cos13.5
Fa=Fttan:
=1239.2Xtan13.5=297.3N
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计
(第八版)》表15-3,取Ao=112,得:
dmin=Aox~~=112X\.■960=16.7mm
输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩:
Tea=KaT1,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
Ka=1.2,则:
Tea=KaT1=1.2X31.6=37.9Nm
由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为:
LT4型,其尺寸为:
内孔直径20mm,轴孔长度38mm,贝U:
d12=20mm,为保证联轴器定位可靠取:
I12=36mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位,按轴径选用轴端挡圈直径为:
D=30mm,左端用轴肩定位,故取11-111段轴直径为:
d23=25mm。
大带轮右端距箱体壁
距离为20,取:
123=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=30mm;因轴既受径载荷又受轴向载荷作用,查轴承样本选用:
7206C型角接触球轴承,其尺寸为:
dxDXT=30X62x16mm,轴承右端采用挡油环定位,取:
I34=16mm。
右端轴承采用挡油环定位,由轴承样本查得7206C。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3mm,故取:
d45=d67=36mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1W2d56,所以小齿轮应
该和输入轴制成一体,所以:
156=56mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,
167=s+a=10+8=18mm
145=b3+c+a+s=84+12+10+8=114mm
178=T=16mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据7206C轴承查手册得a=14.2mm
齿宽中点距左支点距离L2=(B1/2+16+114-14.2)mm=143.8mm
齿宽中点距右支点距离L3=(B1/2+18+16-14.2)mm=47.8mm
2)计算轴的支反力:
水平面
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- 二级 输入 联轴器 输出 齿轮 F5VDX