课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx
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课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器
一.传动装置的运动学和动力学计算
二.齿轮传动的设计和计算
三.轴的设计和计算
四.轴承的选择和验算
五.键的选择和验算
六.联轴器的选择
七.润滑和密封设计
八.结束语
九.参考文献
一.传动装置的运动学计算
1.电动机类型选择
根据动力的来源和机器的工作条件,选用了Y系列三相交流异步电机。
2.电动机功率选择
工作机功率
Pw=FV/1000=1500×1.1/1000=1.65KW
查表得弹性联轴器的效率η1=0.99
滚动轴承的效率η2=0.99
齿轮传动的效率η3=0.98
传动装置的总效率
η=η12×η23×η33=0.91
电动机所需功率
Pd=Pw/η=1.81KW
电动机额定功率
Ped=2.2KW
3.电动机转速选择
选择电动机型号Y112M-6
电动机型号
额定功率
满载转速
中心高度
轴端伸出尺寸
装键部位尺寸
KW
r·min-1
mm
mm
mm
Y112M-6
2.2
940
112
28×60
8×7
4.传动装置的总传动比及其分配
工作机转速nw=60×1000/πD=95.54r·min-1
总传动比i=nm/nw=9.84
总传动比分配i=i12·i23
取i12=3.28,则i23=3
5.计算各轴的转速、功率和扭矩
各轴的转速n1=nm=940r/min
n2=n1/i12=286.62r/min
n3=n2/i23=95.54r/min
各轴的功率P1=Pedη1η2η3=2.11KW
P2=P1η2η3=2.05KW
P3=P2η2η3=1.99KW
输入扭矩T1=9550P1/n1=21.44N·m
T2=9550P2/n2=68.30N·m
T3=9550P3/n3=198.92N·m
轴号
输入功率
输出扭矩
转速
传动比
η
1
2.11KW
21.44Nm
940r/min
1
0.96
2
2.05KW
68.30Nm
286.62r/min
3.28
0.93
3
1.99KW
198.92Nm
95.54r/min
3
0.91
二.齿轮传动的设计和计算
1.高速级
1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数
(1)选用展开式斜齿圆柱齿轮。
(2)运输机为一般工作机器,速度不高,顾选用7级精度。
(3)材料选择。
小齿轮选材料40Cr(调质),硬度280HBS;大齿轮选材料45钢(调质),硬度240HBS。
(4)取小齿轮z1=24,大齿轮数z2=i12·z1=78.72,取z2=79。
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角β=14°。
2)按齿面接触强度计算
d1≥[(2KtT1/Φd)(u±1)(ZEZH/σH)2/u]1/3
(1)试确定公式内的各计算数值
①试选Kt=1.6
②T1=21.44N·m
③查表Φd=1
④查表ZE=189.80MPa1/2
ZH=2.43
⑤查表εα1=0.78
εα2=0.87
εα=εα1+εα2=1.65
⑥u=i12=3.28
⑦计算应力循环次数
N1=60n1jLh=4.94×109
N2=N1/u=1.37×109
⑧计算接触疲劳许用应力
查表得
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim2=550MPa
取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.90
KHN2=0.95
取失效概率1%,安全系数S=1
[σH]1=KHN1σHlim1/S=540MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=522.5MPa
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=531.25MPa
(2)计算
①计算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥34.48mm
②计算圆周速度
v=πd1tn1/(60×1000)=1.70m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b=Φdd1t=34.48mm
mnt=d1tcosβ/z1=1.39
h=2.25mnt=3.14
b/h=10.99
④计算纵向重合度εβ
εβ=0.318Φdz1tanβ=1.90
⑤计算载荷系数K
查表得KA=1
KV=1.11
KHα=1.42
KHβ=1.40
KFα=1.40
KFβ=1.35
载荷系数K=KAKVKHαKHβ=2.21
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t(K/Kt)1/3=38.40mm
⑦计算模数mn
mn=d1cosβ/z1=1.55mm
3)按齿根弯曲强度计算
mn≥[(2KT1Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3
(1)确定计算参数
①计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=2.10
②根据纵向重合度εβ=1.90
查表得Yβ=0.88
③计算当量齿数
zv1=z1/cos3β=26.27
zv2=z2/cos3β=86.16
④查取齿形系数
查表得YFa1=2.592
YFa2=2.211
⑤查取应力校正系数
查表得YSa1=1.596
YSa2=1.774
⑥计算弯曲疲劳许用应力
查表得σFE1=500MPa
σFE2=380MPa
KFN1=0.85
KFN2=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=238.86MPa
⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1=0.01363
YFa2YSa2/[σF]2=0.01642
大齿轮的数值大,取大齿轮的数值
(2)设计计算
mn≥1.09mm
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劳强度计算的法面模数,取mn=2mm,已可满足弯曲强度。
单位了同时满足接触疲劳强度,需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=38.40mm来计算应有的齿数。
于是由
z1=d1cosβ/mn=24.83
取z1=27,则z2=25×3.28=89
4)几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=(z1+z2)mn/2cosβ=119.55mm
将中心距圆整为120mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=14.83°
因β值改变不多,故εα、Kβ、ZH等不必改变
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d1=z1mn/cosβ=55.86mm
d2=z2mn/cosβ=184.13mm
(4)计算齿轮宽度
b=Φdd1=55.86mm
圆整后取B2=55mm
B1=60mm
2.低速级
1)选定齿轮类型、精度等级、材料给齿数
(3)选用展开式斜齿圆柱齿轮。
(4)运输机为一般工作机器,速度不高,顾选用7级精度。
(3)材料选择。
小齿轮选材料40Cr(调质),硬度480HBS;大齿轮选材料45钢(调质),硬度440HBS。
(4)取小齿轮z3=3,大齿轮数z4=i23·z3=96。
(5)选取螺旋角。
初选螺旋角β=14°。
2)按齿面接触强度计算
d1≥[(2KtT2/Φd)(u±1)(ZEZH/σH)2/u]1/3
(3)试确定公式内的各计算数值
①试选Kt=1.6
②T2=68.30N·m
③查表Φd=1
④查表ZE=189.8MPa1/2
ZH=2.433
⑤查表εα3=0.78
εα4=0.87
εα=εα3+εα4=1.65
⑥u=i23=3
⑦计算应力循环次数
N1=60n1jLh=4.94×109
N2=N1/u=1.50×109
⑧计算接触疲劳许用应力
查表得
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim3=600MPa
小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim4=550MPa
取接触疲劳寿命系数
KHN3=0.90
KHN4=0.95
取失效概率1%,安全系数S=1
[σH]1=KHN1σHlim1/S=540MPa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=522.5MPa
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=531.25MPa
(4)计算
①计算小齿轮分度圆直径d3t
d1t≥51.10mm
②计算圆周速度
v=πd1tn2/(60×1000)=0.77m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b=Φdd1t=51.10mm
mnt=d1tcosβ/z1=1.55
h=2.25mnt=3.49
b/h=14.64
④计算纵向重合度εβ
εβ=0.318Φdz1tanβ=2.54
⑤计算载荷系数K
查表得KA=1
KV=1.11
KHα=1.42
KHβ=1.40
KFα=1.40
KFβ=1.35
载荷系数K=KAKVKHαKHβ=2.21
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t(K/Kt)1/3=56.90mm
⑦计算模数mn
mn=d1cosβ/z3=1.73
3)按齿根弯曲强度计算
mn≥[(2KT2Yβcos2βYFaYSa)/(Φdz12εα[σF])]1/3
(1)确定计算参数
①计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=2.10
②根据纵向重合度εβ=2.54
查表得Yβ=0.88
③计算当量齿数
zv1=z1/cos3β=35.03
zv2=z2/cos3β=105.09
④查取齿形系数
查表得YFa1=2.452
YFa2=2.178
⑤查取应力校正系数
查表得YSa1=1.652
YSa2=1.792
⑥计算弯曲疲劳许用应力
查表得σFE1=500MPa
σFE2=380MPa
KFN1=0.85
KFN2=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=238.86MPa
⑦计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1=0.01334
YFa1YSa1/[σF]2=0.01634
大齿轮的数值大,取大齿轮的数值
(2)设计计算
mn≥1.32mm
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劳强度计算的法面模数,取mn=2mm,可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度,需按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=58.90mm来计算应有的齿数。
于是由
z1=d3cosβ/mn=38.10
取z1=38,则z2=38×3=114
4)几何尺寸计算
(1)计算中心距
a=(z1+z2)mn/2cosβ=156.65mm
将中心距调整为157mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=14.50°
因β值改变不多,故εα、Kβ、ZH等不必改变
(3)计算大小齿轮的分度圆直径
d1=z1mn/cosβ=78.50mm
d2=z2mn/cosβ=235.50mm
(4)计算齿轮宽度
b=Φdd1=78.5mm
圆整后去B2=80mm
B1=85mm
三.轴的设计和计算
1.输入轴
1)计算齿轮上的力
αn=20°
Ft=2T/d=2×21.44/55.86=766N
Fr=Fttanαn/cosβ=287N
Fa=Fttanβ=191N
2)初步确定轴的最小直径
取A0=112
dmin≥A0(P/n)1/3=14.66mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段:
考虑到电机的要求
取d1=30mm
选用HL3联轴器,配合长度60mm
l1=60-2=58mm
第2段:
选用30307圆锥滚子轴承
d2=35mm
l2=25mm
第3段:
取h=2.5mm
d3=d2+2h=40mm
L3=84mm
第4段:
取h=2.5mm
d4=d3+2h=45mm
考虑到齿轮的要求
l4=45-3=42mm
第5段:
取h=5mm
d5=d4+2h=52mm
L5=12mm
第6段:
选用30306圆锥滚子轴承
d6=d2=30mm
l6=23mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d(mm)
长度l(mm)
1
30
58
2
35
25
3
40
84
4
45
42
5
52
12
6
35
23
4)求轴上的载荷
查表得a=17mm
支承轴距L=148mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。
现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1=662N
FNH2=441N
FNV1=284N
FNV2=130N
弯矩M
MH=66200N·mm
MV1=42600N·mm
MV2=13000N·mm
总弯矩
M1=(MH2+MV12)1/2=78722N·mm
M2=(MH2+MV22)1/2=67464N·mm
扭矩T
T=21440N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α=0.6,W=0.1d33,[σ-1]=60Mpa
σca=[M12+(αT)2]1/2/W
=8.75Mpa<[σ-1]
满足强度要求。
2.中间轴
第2段和第4段轴都和齿轮连接,但第2段轴和大齿轮连接,所受载荷小,所以只计算第4段轴。
1)计算齿轮上的力
αn=20°
Ft=2T/d==2320N
Fr=Fttanαn/cosβ=870N
Fa=Fttanβ=578N
2)初步确定轴的最小直径
取A0=112
dmin≥A0(P/n)1/3=21.58mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段:
选用30308圆锥滚子轴承
取d1=40mm
l1=25.25+20.75=46mm
第2段:
d2=45mm
考虑到齿轮的要求
l2=40-2=38mm
第3段:
取h=5mm
d3=d2+2h=55mm
L3=12mm
第4段:
d4=45mm
考虑到齿轮的要求
l4=65-5=60mm
第5段:
取h=5mm
d5=d4+2h=55mm
L5=12mm
第6段:
选用30308圆锥滚子轴承
d6=d2=40mm
l6=26mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d(mm)
长度l(mm)
1
40
46
2
45
38
3
55
12
4
45
62
5
55
12
6
40
26
4)求轴上的载荷
查表得a=20mm
支承轴距L=156mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。
现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1=1670N
FNH2=650N
FNV1=700N
FNV2=170N
弯矩M
MH=81830N·mm
MV1=88900N·mm
MV2=8330N·mm
总弯矩
M1=(MH2+MV12)1/2=120828N·mm
M2=(MH2+MV22)1/2=82305N·mm
扭矩T
T=68300N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α=0.6,W=0.1d33,[σ-1]=60Mpa
σca=[M12+(αT)2]1/2/W
=14.00Mpa<[σ-1]
满足强度要求。
3.输出轴
1)计算齿轮上的力
αn=20°
Ft=2T/d=2470N
Fr=Fttanαn/cosβ=927N
Fa=Fttanβ=616N
2)初步确定轴的最小直径
取A0=112
dmin≥A0(P/n)1/3=30.82mm
3)确定轴各段直径和长度
第1段:
取d1=35mm
选用HL3联轴器,配合长度60mm
l1=60-2=58mm
第2段:
选用30308圆锥滚子轴承
d2=40mm
l2=30mm
第3段:
取h=2.5mm
d3=d2+2h=50mm
L3=40+10-2=48mm
第4段:
取h=5mm
d4=d3+2h=60mm
l4=12mm
第5段:
d5=d3=50mm
考虑到齿轮的要求
L5=60-2=58mm
第6段:
选用30309圆锥滚子轴承
d6=d2=45mm
l6=28+20=48mm
将计算出的轴段直径和长度列于下表
轴段号
直径d(mm)
长度l(mm)
1
35
58
2
40
30
3
45
48
4
55
12
5
45
58
6
40
48
4)求轴上的载荷
查表得a=21mm
支承轴距L=154mm
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险面。
现将计算出的截面C处的载荷列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
反支力F
FNH1=1680N
FNH2=790N
FNV1=718N
FNV2=-102N
弯矩M
MH=90480N·mm
MV1=85442N·mm
MV2=-5712N·mm
总弯矩
M1=(MH2+MV12)1/2=124447N·mm
M2=(MH2+MV22)1/2=90660N·mm
扭矩T
T=198920N·mm
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
α=0.6,W=0.1d33,[σ-1]=60Mpa
σca=[M12+(αT)2]1/2/W
=13.79Mpa<[σ-1]
满足强度要求。
四.轴承的选择和验算
1.输入轴的轴承
1)轴承的选择
选用30307圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh=106(C/P)10/3/n
查表得C=75.2KN
Fr=414N
Fa=275N
Fa/Fr>e=0.31
X=0.40
Y=1.9
取fp=1.0
P=fp(XFr+YFa)=588N
n=940r/min
使用寿命L=87600h
(2)计算
Lh=1.12×1010h>L=87600h
符合要求
2.中间轴的轴承
1)轴承的选择
选用30308圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh=106(C/P)10/3/n
查表得C=90.8KN
Fr=870N
Fa=578N
Fa/Fr>e=0.35
X=0.40
Y=1.7
取fp=1.0
P=fp(XFr+YFa)=1331N
n=286.62r/min
使用寿命L=87600h
(2)计算
Lh=4.53×109h>L=87600h
符合要求
3.输出轴的轴承
1)轴承的选择
选用30308圆锥滚子轴承。
2)轴承的验算
(1)确定计算参数
Lh=106(C/P)10/3/n
查表得C=90.8KN
Fr=927N
Fa=616N
Fa/Fr>e=0.35
X=0.40
Y=1.7
取fp=1.0
P=fp(XFr+YFa)=1418N
n=95.54r/min
使用寿命L=87600h
(2)计算
Lh=1.85×1010h>L=87600h
符合要求
五.键的选择和验算
1.输入轴的键
1)和联轴器连接的键
(1)键的选择
选用平键
查表得b=8mm
h=7mm
L=45mm
d=30mm
(2)验算
①确定计算参数
σp=2T×103/kld
k=0.5h=3.5mm
l=L-b=37mm
d=30mm
取[σp]=110MPa
②计算
σp=
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