单级斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx
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单级斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx
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单级斜齿圆柱齿轮减速器设计
机械设计基础课程设计说明书
课程设计题目:
单级斜齿圆柱齿轮减速器设计
业:
号:
指导老师:
课程设计书
二时步骤
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
6.滚动轴承和传动轴的设计11
7.键联接设计15
8・箱体结构的设计17
9.润滑密封设计18
10.联轴器设计20
11.
21
联轴器设计21
三设计小结
22
_、课程设计书
设计题目:
带式输送机传动用的单级斜齿圆柱齿轮减速器工作条件:
工作情况:
两班制,每年300个工作日,连续单向运转,有轻度振动;
工作年限:
10年;
工作环境:
室内,清洁;
动力来源:
电力,三相交流,电压380V;
输送带速度允许误差率为±5%;输送机效率r]w=0.96;制造条件及批量生产:
一般机械厂制造,中批量生产。
-表
题号
参数
1
运输带工作拉力(kN)
1.5
运输带工作速度(m/s)
1.7
卷筒直径(mm)
260
设计任务量:
减速器装配图1张(A1);零件图3张(A3);设计说明书1份。
二、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、校核轴的疲劳强度
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
1•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V带设置在高速级。
其传动方案如下:
'I1
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V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率〃“
n=nin2n32ii4=o.876;
7.(为V带的效率)=0.95,(级闭式齿轮传动)=0.97
阳(滚动轴承)=0.98,久(弹性联轴器)=0.99
2•电动机的选择
电动机所需工作功率为:
Pq=/叩=3.032kW,执行机构的曲柄转速
1000x60v
=124.939r/min,
现将两种电动机的有关数据列表及下表比较:
方案
电动机型号
额定功率
/kw
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
总传动比i
I
Y132M1-6
4
1000
960
7.684
II
YU2M-4
4
1500
1440
11.525
Y由上表克制方案II总传动比过大,为了能合理的分配传动比,是传动装置结
构紧凑,决定选用方案I,电动机型号Y132Ml-6o
3•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州和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动
比为=n»/n=7.684
(2)
分配传动装置传动比
=zoXi
式中%仏分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取/0=3.17,则减速器传动比为,=
I;/%=2.424
4•计算传动装蚤的运动和动力参数
(1)各轴转速
©=nm//0=302.839r/min
nn=nIn{=124.934r/min
(2)各轴输入功率
马=几X“I=2.88kW
pn=I”Xr|2X=2.682kW
PIU=PnX“3Xr|4=2.576kw
(3)各轴输入转矩
T=T(1XiQX^・m
电动机轴的输出转矩0=9550冬=30.162N・m
同理:
I}=TdX心X〃|=90.833N・m
Tn=TfXZ,XX;z2=205.013N•m
TIU=TIXO.98=196.903N・m
轴号
转速n/min
功率kw
转矩n/m
传动比i
0
960
3.032
30.162
3.170
I
302.839
2.880
90.833
2.424
11
124.934
2.682
205.013
1
111
124.934
2.576
196.902
1
5•齿轮的设计
(一)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,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)齿轮材料及热处理
1材料:
高速级小齿轮选用4亍钢调质,齿面硬度为小齿轮235HBS取小齿齿数乙=24
髙速级大齿轮选用4产钢正火,齿面硬度为大齿轮190HBSZ2=iX
Z严58.176
取Z2=59
2齿轮精度
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
2・初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计d上|2£5_x«±£x2
ga“9〃]
确定各参数的值:
1试选《=1.6
选取区域系数Z〃=2.5
£3=1.655
2计算应力值环数
N严60n,jh=6OX626.O9X1X(2x8x300x8)
=1.4425xl09h
N2=4.45xl0sh#(5.96为齿数比芒卩5.96=勻
3查得:
Khn产0.93KHN2=0.96
4齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=l,公式得:
|b〃][==0.93X550=511.5MPa
s
匕丄=如血也=0.96X450=432MPa
s
许用接触应力
[b〃]=([b〃h+]J/2=(511.5+432)/2=471.75MP"
5查课本表3-5得:
z£=189.8MPfl
©T
T=9.55x105XP]/®=4.47XIO4N.m
3.设计计算
1小齿轮的分度圆直径d”
pK/T]“+]Z〃Zg2
=52.494
2计算圆周速度u
60x1000
=0.8324m/s
3计算齿宽b和模数%
计算齿宽b
b=0/xJk=52.494mm
计算摸数
初选螺旋角0=12°
=g卩=46・42xcosl4=2,oo^"Z]24
4计算齿宽及髙之比%
齿髙h=2.25“”=4.813〃曲
%=46.42/4.5=10.907
5计算纵向重合度
£p=0.318①tanp=1.622
6计算载荷系数K
使用系数心=1
根据v=1.62,n/5,7级精度,查课本得
动载系数Kv,=1.07,
查课本K,"的计算公式:
K^=1.12+0.18(1+0.6^/)x^2+0.23X10-3Xb
=1.12+0.18(1+0.6xl)X1+0.23XIO-3X46.42=1.33
查课本得:
K»=l・35
查课本得:
K〃a=KFa=1.2
故载荷系数:
K=K>KvK〃aK〃0=1X1.07X1.2X1.33=1.71
7按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d严产=50.64讪
8计算模数叫
〃,心0=50.64><心14=2皿州
“Z124
4.齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
...、[2AT丹cof0丹厶{eg(而)
(i)确定公式内各计算数值
1小齿轮传递的转矩=47.58kN・m
确定齿数z
因为是硬齿面,故取zi=24,Z2=i2izi=5.96x24=143.04
传动比误差i=u=z?
/z】=143.04/24=5.96
△i=0.032%兰5%,允许
2计算当量齿数
ZN=zi/cos“0=24/cos'14=26.27
MQo
Zy2=Z2/cos戸=144/cos;14=158
3初选齿宽系数乱
由表查得乱=1
4初选螺旋角
初定螺旋角^=14°
5载荷系数K
K=IGKvK^=lXl.07X1.2X1.35=1.73
6查取齿形系数Y壷和应力校正系数Y统
查得:
齿形系数Y冋=2.592Y他=2.211
应力校正系数Y他=1.596Y^=1.774
7重合度系数匕
端面重合度近似为F«=[1.88-3.2X(丄+丄)]曲0=[1.88—3.2><(1/24
+1/144)]xcosl4°=l・7
=arctg(tg%/cos0)=arctg(tg20°/cosl4:
)=20.64690°
A二mgWcg)=14.07609°
因为%=/cos'爲,则重合度系数为Yr=0.25+0.75cos%/J=0.673
8螺旋角系数Y“
轴向重合度%二肌inpg46.42xsinl4‘=].675,/rx2・09
丫戸=1一%0/120°=o.82
9计算大小齿轮的各
厲]
安全系数由表查得Sf=1.25
工作寿命两班制,8年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数Nl=60nkt^=60X271.47X1X8X300X2X8=
6.255X108
大齿轮应力循环次数N2=Nl/u=6.255x10*/5.96=1.05X10*
查课本得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮b如=500ME大齿轮=380A/P。
查课本得弯曲疲劳寿命系数:
K加=0.86
KFjV2=0.93
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]心胪如=0.86x50()=so?
]4
1FJ,S1.4
[帀],=«咖b〃2=093x380=252.43
7-S1.4
NG
2.211x1.774八
==0.01554
252.43
大齿轮的数值大•选用.
⑵设计计算
1计算模数
f2xl.73x4.76xl04x0.78xcos214x0.01554(“
mn>Jmm=1.2jmm
nV1x242x1.655
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数ni”大于由齿根弯曲疲劳
强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m,,=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d.=50.64^来计算应有的齿数.于是有:
50.64xcos14'
z=叫=24.57取Z[=25
50.64xcos1车
那么z2=5.96x25=149
②几何尺寸计算
计算中心距
=147.2〃〃”
c_(勺+z2)mn_(25+149)2
Cl—=—
2cos02xcosl4
将中心距圆整为110〃〃"
按圆整后的中心距修正螺旋角
^=arccos
(Zi+zj®
2a
(25+148)x2
=arccos-
2x147.2
=14.8
因0值改变不多,故参数6,5zh等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d严込=竺込=42.4呦cos0cosl4.8
Z2mn_149x2
cos0cosl4.8
=252.5/?
7/?
?
计算齿轮宽度
B=①〃]=1x42.4/nnz=42.4nun
圆整的B2=5OB,=55
6•传动轴承和传动轴的设计
1.传动轴承的设计
(1).求输出轴上的功率Pi,转速m,转矩Ti
Pi=2.93KWn1=626.9r/min
Ti=43.77kn.m
⑵.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为
di=42.4//?
/n
而F,=^p=20646
F=F,^^=20646Xtan2()=7138.57VfzCOS0cos13.86"
F,=Ftan/J=20646x0.246734=5094.IN
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取儿=112
2.从动轴的设计
求输出轴上的功率P2,转速址,T2,
P2=2.71kw,n2=105.05,T2=242.86kn.M⑵.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为
d2=252.5/»/n
而Fz=—=1923.6
di
F”=丘竺也.=]923.6x_an")-=721N
*cos/?
cos13.86"
F“=F.tan^=1923.6X0.246734=474.6N
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
儿=112
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴及联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
查表,选取K“=1.5
Tca=KJi=1.5x242.86=3643N•m
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500NH1,半联轴器的孔径d]=40〃〃〃,半联轴器的长阪=112/”〃?
.半联轴器
与轴配合的轴孔长度為=84〃劝
⑷.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要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径《=47〃皿左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=50^n半联轴器及轴配合的轮毂孔长度。
2初步选择滚动轴承•因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角
接触球轴承•参照工作要求并根据〃叫由轴承产品目录中初步选取0
基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
d
D
B
2
轴承代号
45
85
19
58.8
73.2
7209AC
45
85
19
60.5
70.2
7209B
50
80
16
59.2
70.9
7010C
50
80
16
59.2
70.9
7010AC
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的dxDxB=50mmx80mmx16mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位•查得7010C型轴承定位轴肩髙度h>0.07/取力=3.5〃劝,因此d=57mm,
3取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端及左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩髙3.5,d=65.轴环宽度取b=8mm・
4轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)•根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面及半联轴器右端面间的距离/=30〃““,故取1=50.
5取齿轮距箱体内壁之距离^=16nun俩圆柱齿轮间的距离C=20〃”.考虑
到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离S,取
S=8〃叫已知滚动轴承宽度T=16mm,
高速齿轮轮毂长L=50
,则
L=16+16+16+8+8=64
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5.求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点位置时,查表对于7010C型的角接触球轴^,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
L2+L3=114.8/wn+60.8/wn=175.6nun
Fg=厶£=20M6x_^L=7148.5/V
iWI厶2+厶175.6
J=7420/V厶+厶
一心I=20646—7420=13226"
厶£=20646><士仝=13497・5Nw厶+厶z175.6
F^v
=172888・8N・mm
]=Fnv'Lq=7420*114.8=851816N-mm
M”2=£3厶=13226x60.8=804140
=71728892+8518162=869184.2N•mm
M2=179951N-nvn
传动轴总体设计结构图:
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
17/26
根据
=17.24
Jm,+@"_#69.18422+(1x242.86)2出V0.1x27465
前已选轴材料为45钢,调质处理。
查表15-1得[b」=60MP“
J<【6」此轴合理安全
7、校核轴的疲劳强度.
(1)・判断危险截面
截面A,n,m,B只受扭矩作用。
所以aninb无需校核•从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面vi和vn处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面c上的应力最大.截面vi的应力集中的影响和截面vn的相近,但是截面vi不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面c上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故c截面也不必做强度校核,截面IV和v显然更加不必要做强度校核•由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面vn左右两侧需验证即可.
⑵.截面vn左侧。
抗弯系数W=0.1J3=O.1x503=125OO
抗扭系数吟=0.2沪=0.2x503=25000
截面VH的右侧的弯矩M为M~=32863.2N・
60.8
截面IV上的扭矩T为口=242.86KNm
M
=144609=11.57^.
12500
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
T2_311350~W^~25000
=12.45MP。
轴的材料为45钢。
调质处理。
由课本得:
勺=640=275T,=155
H-=—=0.04-=—=1」6
id50d50
经插入后得
cra=2.0crr=1.31
轴性系数为
qa=0.82乞=0.85
••.Ka=l+^(^-i)=1.82
K「=l+务(帀-1)=1.26
所以%=0.67j=0.82
0°=0「=0.92
综合系数为:
Ka=2.8
Kr=1.62
碳钢的特性系数%=0.1〜0.2取0.1
久=0.05〜0」取0.05
安全系数s“
S°=—冬——=25.13
K只+久%
S=―°—=13.71
rg+M”
s“=会务=io.5AS=1.5所以它是安全的
\/s;+s;
截面IV右侧
抗弯系数W=0.1护=0.1x503=12500
抗扭系数wr=0.26/3=0.2x503=25000
截面IV左侧的弯矩M为M=133560
截面IV上的扭矩门为厂=295截面上的弯曲应力呎®翳=曲截面上的扭转应力
Ti=32863
祚25000
=11.80・•・&=
-1=2.8
Pa
K=^+—-1=1.62
5P:
所以/=0.67j=0.82pa=pr=0.92
综合系数为:
Ka=2.8Kr=1.62
碳钢的特性系数
%=0.1〜0.2取0.1輕.=0.05〜0.1取0.05
安全系数九
Sa=———=18.00
S=——=9.84
rg+M”
Sg=亠刍=&63AS=1.5所以它是安全的
Js;+S;
&键的设计和计算
1选择键联接的类型和尺寸
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键.
根据d2=55d3=65
查表6-1取:
键宽b2=16h2=10l2=36
D=20h3=12厶=50
2校和键联接的强度
查表6-2得G]=110MP.
工作长度/2=l2-b2=36-16=20
i3=厶=50-20=30
3键及轮毂键槽的接触高度
K2=0.5h2=5
K3=0.5h3=6
由式(6-1)得:
2x143.53x1000
5x20x55
=52.20
<[-J
27;xlO3
K上仏
27;xl03
2x311.35x1000…小
=53.22
6x30x65
两者都合适
取键标记为:
键2:
16X36AGB/T1096-1979
键3:
20X50AGB/T1096-1979
9、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量,
大端盖分机体采用俘配合.
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑,密封散热。
因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40nini
为保证机盖及机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为6沖
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。
机体外型简单,拔模方便.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔及凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固
B油螺塞:
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不及其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。
C油标:
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度升髙,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡.
E盖螺钉:
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹.
F位销:
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.
G吊钩:
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下:
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚
CT
b=0・025a+3n8
10
箱盖壁厚
5=0.02«+3>8
9
箱盖凸缘厚
度
b{=1.5b]
12
箱座凸缘厚
度
b
b=i.5(y
15
箱座底凸缘
厚度
■
人=2.5b
25
地脚螺钉直
径
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- 单级斜齿 圆柱齿轮 减速器 设计