同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计2.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计2.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计2
1.题目及总体分析…………………………………………………22.各主要部件选择…………………………………………………23.选择电动机………………………………………………………34.分配传动比………………………………………………………35.传动系统的运动和动力参数计算………………………………46.设计高速级齿轮…………………………………………………57.设计低速级齿轮…………………………………………………108.减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………14,轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………15,轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计………………………21,轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计………………………279.润滑与密封………………………………………………………3210.箱体结构尺寸……………………………………………………3211.设计总结…………………………………………………………3312.参考文献…………………………………………………………33
一.题目及总体分析
题目:
设计一个带式输送机的减速器
给定条件:
由电动机驱动,运输带工作拉力为4000N,运输带速度为1.6m/s,运输机滚筒直
径为400mm。
自定条件:
工作寿命10年(设每年工作300天),三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内
工作,有粉尘
生产批量:
10台
减速器类型选择:
选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。
整体布置如下:
图示:
为电动机,,及,为联轴器,,为减速器,,为高速级齿轮传动,,为低速级齿轮传动,,为输送机滚筒。
辅助件有:
观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。
二.各主要部件选择
目的过程分析结论
动力源电动机
高速级做成斜
齿轮斜齿传动平稳齿,低速级做成
直齿
轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承
联轴器弹性联轴器
第2页共32页
三.选择电动机
目的过程分析结论
选用Y系列类型根据一般带式输送机选用的电动机选择(IP44)封闭式
三相异步电动机
工作机所需有效功率为P,F×V,2000N×1.1m/s要求电动机输出w2圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为η,0.97功率为14球轴承传动效率(四对)为η,0.992P,7.4kW,2r弹性联轴器传动效率(两个)取η,0.9933
功率输送机滚筒效率为η,0.964
电动机输出有效功率为
P4000,1.6w,P,,,7.4KWr242,,,,,,,0.97,0.99,0.993,0.961234
查得型号Y160M-6封闭式三相异步电动机参数如下选用
额定功率\kW=7.5型号Y160M-6封
满载转速\r/min=970闭式三相异步电
满载时效率\%=86动机型号
满载时输出功率为P,P,,,7500,0.86,6450Wre
略小于在允许范围内pPdr
四.分配传动比
目的过程分析结论
ni,3.6m1i,传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比,多级串联传动系统的nw
i,3.62总传动等于各级传动比的连乘积;n是电动机的满载转速,r/min;n为工作机mw输入轴的转速,r/min。
60v60,1600计算如下n,970r/minn,,,76.4r/minmW,d3.14,400分
(两级圆柱齿轮)i,8~50配1
传
动n',(8~50),76.4,611~3820
比970i,,12.69,1376.4
i,i,i,3.612
第3页共32页
五.传动系统的运动和动力参数计算
目的过程分析结论
设:
从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴;对应于各
轴的转速分别为、、、、;对应于0轴的输出功率和其余各
轴的输入功率分别为、、、、;对应于0轴的输出转矩和其
传余名轴的输入转矩分别为、、、、;相邻两轴间的传动比分别动
系为、、、;相邻两轴间的传动效率分别为、、、。
统
电动机两级圆柱减速器工作机的轴号O轴1轴2轴3轴4轴运
转速动n=970n=970n=269.44n=74.84n=74.8401234n(r/min)和
功率P(kw)P=6.45P=6.4P=6.15P=5.9P=5.57动01234力转矩T=63.5T=63T=217.98T=752.87T=710.7601234参T(N?
m)
数两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器计传动比ii=1i=3.6i=3.6i=101122334算传动效率η=0.993η=0.96η=0.96η=0.94401122334η
六.设计高速级齿轮
目的过程分析结论选,)选用斜齿圆柱齿轮传
精
)选用,级精度度
等,)材料选择。
小齿轮材料为,,,,(调质),硬度为,,,,,,,大齿轮级
材料为,,钢(调质),硬度为,,,HBS,二者材料硬度差为,,HBS。
、
材,)选小齿轮齿数,,,,,大齿轮齿数,,,?
,3.6×24=85,取Z=85。
11212料
和选取螺旋角。
初选螺旋角,,14
齿
数
第4页共32页
目的过程分析结论
按式(10,21)试算,即
2kTZZ1u,2ttHE3(),,dt1,,[],ud,H
)确定公式内的各计算数值
(,)试选K,1.6t
(,)由图,,,,,,选取区域系数Z,2.433H
(,)由图,,,,,查得,,0.78,,0.88,1,2
,,,,,1.66,,1,2
(,)计算小齿轮传递的转矩
4T,63N,m,6.3,10N,mm1
(,)由表,,,,选取齿宽系数,,1d按
齿1/2(,)由表,,,,查得材料的弹性影响系数Z,189.8MPaE面
(,)由图,,,,,,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限接
触,大齿轮的接触疲劳强度极限,,600MPa,,550MPaHlim1Hlim2强
度(,)由式,,,,,计算应力循环次数
设9N,60njL,60,970,1,(8,300,10),1.4,10h1计
99N,1.4,10/3.6,0.39,102
(,)由图,,,,,查得接触疲劳强度寿命系数K,0.90K,0.95HN1HN2
(,,)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为,,,安全系数为S=1,由式,,,,,得
K,HN1Hlim1[],,0.9,600MPa,540MPa,H1S
K,HN2Hlim2[],,0.95,550MPa,522.5MPa,H2S
[,],([,],[,])/2,(540,522.5)/2MPa,531.25MPaHH1H2
第5页共32页
目的过程分析结论
)计算
(,)试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得d1t
242,1.6,6.3,104.62.433,189.8,,3d,,,,48.94mm,,t11,1.663.6531.25,,
(,)计算圆周速度
dn,11t3.14,48.94,970v,,,2.48m/s60,100060,1000
(,)计算齿宽,及模数mnt
b,,d,1,48.94,48.94mmd1t
dcos,48.94,cos141tm,,,1.98mmntZ241
h,2.25m,2.25,1.98,4.46mmntb/h,48.94/4.46,11
(,)计算纵向重合度,,
按,,0.318,Ztan,,0.318,1,24,tan14,1.903,d1
齿(,)计算载荷系数K面
已知使用系数K,1接A
触
根据,,级精度,由图,,,,查得动载荷系数K,1.1v,2.48m/s强V度由表,,,,查得设22,3,1.12,0.18(1,0.6,),,0.23,10Kb计H,dd22,3,1.12,0.18(1,0.6,1),1,0.23,10,48.94,1.42
由图,,,,,查得K,1.35F,
KFAt假定,由表,,,,查得K,K,1.4,100N/mmH,F,d1
故载荷系数K,KKKK,1,1.1,1.4,1.42,2.19AVH,H,
(,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式,,,,,,得
第6页共32页
目的过程分析结论
按33d,54.34mmd,dK/K,48.942.19/1.6,54.34mm1tt11齿m,2.2mmn面(,)计算模数mn接
触,dcos,54.34,cos141m,,,2.2mm强nZ241度
设
计
2,2cosKTYYY1,FS,,3由式,,,,,,,mn2[,],,ZFd1,
)确定计算参数
(,)计算载荷系数
K,KKKK,1,1.1,1.4,1.35,2.08AVF,F,
(,)根据纵向重合度,从图,,,,,查得螺旋角影响系数,,1.903,
Y,0.88,
按(,)计算当量齿数齿Z241根,,,26.27Z1V33,,coscos14弯曲Z852,,,93.05ZV233,强,coscos14
度(,)查取齿形系数设
由表,,,,查得Y,2.592Y,2.194计Fa1Fa2
(,)查取应力校正系数
由表,,,,查得Y,1.596Y,1.783Sa1Sa2
(,)由图,,,,,;查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限,,500MPaFE1
大齿轮的弯曲疲劳强度极限,,380MPaFE2
(,)由图,,,,,查得弯曲疲劳强度寿命系数
K,0.85K,0.88FN1FN2
第7页共32页
目的过程分析结论
(,)计算弯曲疲劳许用应力齿数
取弯曲疲劳安全系数S,1.4,由式,,,,,得Z,261K,0.85,500Z,94FN1FE12[],,,303.57MPa,F1S1.4
K,0.88,380FN2FE2[],,,238.86MPa,F2S1.4
YYFaSa(,)计算大小齿轮的[,]F
YY2.592,1.596Fa1Sa1,,0.01363,[]303.57F1YY2.194,1.783Fa2Sa2,,0.01638,[]238.86F2
按大齿轮的数据大
齿,)设计计算
根42,2,2.08,6.3,10,0.88,cos143弯m,,0.01638,1.56mmn21,24,1.66曲
强对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲mn度
设劳强度计算的法面模数,取,2.0mm,已可满足弯曲强度。
但为了同时满足mn计
接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有d,54.34mm1
dcos,54.34,cos141的齿数。
于是由Z,,,26.41m2n
取,则Z,26Z,iZ,3.6,26,93.6取z,9412112
中心距(Z,Z)m(26,94),212na,,,123.7mm,)计算中心距,,2cosα=124mm2,cos14几
何将中心距圆整为124mm螺旋角
尺,)按圆整后的中心距修正螺旋角0,,14.59寸(Z,Z)m(26,94),2,12n计,,arccos,arccos,14.592a2,124算
K因,值改变不多,故参数,、、等不必修正。
Z,,H
第8页共32页
目的分析过程结论
)计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径
Zm26,2d,53.7mm1n1d,,,53.7mm1,,coscos14.59d,194.3mm2Zm94,222齿根圆直径d,,,194.3mm2,,coscos14.59d,48.7mmf1,)计算大、小齿轮的齿根圆直径几d,189.3mmf2d,d,2.5m,53.7,2.5,2,48.7mmf11n何尺d,d,2.5m,194.3,2.5,2,189.3mmf22n齿轮宽度寸,)计算齿轮宽度B,60mm计1
b,,d,1,53.7,53.7mm算d1
B,55mm2
圆整后取;B,55mmB,60mm21
合适2T2,630001F,,,2346Ntd53.71
验算KF1,2346At,,43.7N/mm,100N/mmb53.7
合适
七.设计低速级圆柱直齿传动
目的设计过程结论选,)选用,级精度定,)由表,,,,选择小齿轮材料为,,,,(调质),硬度为,,,,,,,齿大齿轮材料为,,钢(调质),硬度为,,,HBS。
轮,)选小齿轮齿数,Z,241精
度大齿轮齿数Z,iZ,3.6,24,86.4221等
级取Z,852、
材
料
及
齿
数
第9页共32页
目的过程分析结论
由设计计算公式,,,,,进行试算,即
kTZ1u,tE1232.32()d,,t1,[],udH
)确定公式各计算数值
(,)试选载荷系数K,1.3t
(,)计算小齿轮传递的转矩
55T,95.5,10P/n,95.5,10,6.15/269.441114,21.798,10N,mm
(,)由表,,,,选取齿宽系数,,1d
1/2(,)由表,,,,查得材料的弹性影响系数Z,198.8MPaE
(,)由图,,,,,,按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限,,600MPa按Hlim1齿
大齿轮的接触疲劳强度极限,,550MPa面Hlim2接(,)由式,,,,,计算应力循环次数触8N,60njL,60,269.44,1,(8,300,10),3.88,10疲h11
劳
88强N,3.88,10/3.6,1.08,102
度(,)由图,,,,,查得接触疲劳强度寿命系数设
K,0.90K,0.95计HN1HN2
(,)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为,,,安全系数为S=1,由式,,,,,得
K,HN1Hlim1[],,0.9,600MPa,540MPa,H1S
K,HN2Hlim2[],,0.95,550MPa,522.5MPa,H2S
)计算
(,)试算小齿轮分度圆直径,代入中的较小值d[,]1tH
41.3,21.798,104.6189.823d,2.32,(),84.18mmt113.6522.5
第10页共32页
目的过程分析结论
(,)计算圆周速度v分度圆直径
d,93.12mmdn,111t,84.18,269.44,v,,,1.19m/s60,100060,1000模数
(,)计算齿宽,m,3.51
b,,d,1,84.18,84.18mmd1t
(,)计算齿宽与齿高之比,,,
d84.181t模数m,,,3.51mmntZ241
h,2.25m,2.25,3.51,7.9mmnt齿高
b/h,84.18/7.9,10.66
(,)计算载荷系数K
按根据,,级精度,由图,,,,查得动载荷系数v,1.19m/s
齿K,1.03V面
接假设,由表,,,,查得KF/b,100N/mmAt触
疲K,K,1.2H,F,劳
强由表,,,,查得使用系数K,1A度
设由表,,,,查得
22,3计,1.12,0.18(1,0.6,),,0.23,10KbH,dd22,3,1.12,0.18(1,0.6,1),1,0.23,10,84.18,1.427
由图,,,2,查得K,1.35F,
故载荷系数K,KKKK,1,1.03,1.2,1.427,1.76AVH,H,
(,)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式,,,,,,得
33d,dK/K,84.181.76/1.3,93.12mmtt11
(,)计算模数,
m,d/Z,93.12/24,3.8811
按齿由式,,,,得弯曲强度的设计公式为根弯2YYKTFS,,1,,m3曲强n2[,],FZd1度设
计
第11页共32页
目的分析过程结论
)确定公式内的计算数值
(,)由图,,,,,;查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限,,500MPaFE1
大齿轮的弯曲疲劳强度极限,,380MPaFE2
(,)由图,,,,,查得弯曲疲劳寿命系数
K,0.85K,0.88FN1FN2
(,)计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为,,,安全系数为S=1.4,由式,,,,,得
K,0.85,500FN1FE1[],,MPa,303.57MPa,F1S1.4
K,0.88,380FN2FE2[],,MPa,238.86MPa,F2S1.4
(,)计算载荷系数
按K,KKKK,1,1.03,1.2,1.35,1.67AVF,F,齿
根(,)查取齿形系数
弯由表,,,,查得Y,2.65Y,2.21Fa1Fa2曲
强(,)查取应力校正系数
度由表,,,,查得Y,1.58Y,1.775Sa1Sa2设
计YYFaSa(,)计算大小齿轮的,并比较[,]F
YY2.65,1.58Fa1Sa1,,0.01379,[]303.57F1YY2.21,1.775Fa2Sa2,,0.01642,[]238.86F2
大齿轮的数据大
)设计计算
42,1.67,21.798,103m,,0.01642,2.74mm21,24
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数,大于由齿根弯曲疲劳强
度计算的模数,可取有弯曲强度算得的模数2.74,并就近圆整为标准值
,3.0,,。
第12页共32页
目的分析过程结论按齿数按接触强度算得的分度圆直径d,93.12mm1齿Z,311根算出小齿轮齿数取Z,d/m,93.12/3,31.04Z,31Z,1121112弯
曲大齿轮齿数取Z,iZ,3.6,31,111.6Z,1122212强
度
设
计
)计算分度圆直径分度圆直径
d,Zm,31,3,93mmd,93mm111d,Zm,112,3,336mmd,336mm222
)计算齿根圆直径齿根圆直径
d,m(Z,2.5),3,(31,2.5),85.5mmd,85.5mmf11f1d,328.5mmd,m(Z,2.5),3,(112,2.5),328.5mmf22f2几,)计算中心距中心距何a,215mma,(d,d)/2,(93,336)/2,215mm尺12齿宽寸,)计算齿宽B,100mm计1b,,d,1,93,93mm算B,95mmd12
取B,95mmB,100mm21
验算合适2T2,2179801F,,,4687.74Ntd931
验算KF1,4687.74At,,50.4N/mm,100N/mmb93
合适
八.减速器轴及轴承装置、键的设计
输入轴
第13页共32页
(中间轴)
输出轴
1(,轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论
选轴的材料为,4,(输入轴上的功率P,6.4kw,转速n,970r/minT,6.3,10N,mm111,钢,调质处理
(求作用在车轮上的力
42T2,6.3,101F,,,2346Ntd53.71
tanatan20输nF,F,2346,,882Nrt,入,coscos14.59
轴F,Ftan,,23460,tan14.59,610.65Nat的,(初定轴的最小直径设
选轴的材料为,,钢,调质处理。
根据表,,,,,取于是由式,,A,112计,及
33其,,初步估算轴的最小直径d,AP/n,1126.4/970,21mm,min11
轴
这是安装联轴器处轴的最小直径,由于此处开键槽,校正值d承1,2
装
,联轴器的计算转矩查表14-1T,KTd,21,(1,5%),22.05mm置caA11,2
、4取,则T,KT,1.3,6.3,10,81900N,mmK,1.3键caAA1
的查《机械设计手册》(软件版),选用GB5014-1985中的HL,型弹性柱销联轴设器,其公称转矩为16000N?
,。
半联轴器的孔径,轴孔长度L,32,24mm计,,J型轴孔,C型键,联轴器主动端的代号为HL124*32GB5014-1985,相应地,
轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取d,24mm1
l,30mm1
第14页共32页
目的过程分析结论
(轴的结构设计选用HL,型弹性
)拟定轴上零件的装配方案(见前图)柱销联轴器
)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的尺寸(,,):
(,)为满足半联轴器的轴向定位要求,,,,轴段右端需制处一轴肩,d,241
轴肩高度,故取,段的直径d,27mmh,0.07~0.1d2
d,272
(2)初选型号,,,6的深沟球轴承参数如下
基本额定动载荷d,36mmD,49mmd,30d,D,B,30,55,13aa3
基本额定静载荷C,19.5KNC,8.3KNd,36r,r4
故轴段7的长度与轴承宽度相同,故取d,d,30mml,13mmd,403775
d,366输(3)轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取dd34入d,307轴.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠d,36mm4的l,301设紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽ll,5942计
l,35及3,故取l,58mmb,60mm4l,58其4轴(4)齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径,轴肩高度l,65承l,14,取,,故取d,40mml,1.4hl,6mmh,0.07~0.1d6555装l,137置为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据6006深沟球轴、承的定位轴肩直径确定,即dd,d,36mma6a键
的
设(5)取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取,取轴承上靠H,12mm
计近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设
计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.
l,(C,s,B),e,K,59mm2
l,B,s,H,(b,l),35mm故34
l,(H,s),l,14mm65
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,L,L,56.5mmL,78mm231
第15页共32页
目的过程分析结论
(6)键连
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- 同轴 二级 圆柱齿轮 减速器 课程设计