一级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.docx
- 文档编号:26888347
- 上传时间:2023-06-23
- 格式:DOCX
- 页数:11
- 大小:25.09KB
一级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.docx
《一级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《一级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.docx(11页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
一级直齿圆柱齿轮减速器课程设计
机械设计课程设计
帆姓名:
袁
2011040191011学号:
专业:
机械设计制造及其自动化一班
一、电动机的选择
1.确定电动机类型
(1)工作时输出功率PwP=F/1000=7650x0.5/1000=3.825kwvw
(2)电动机所需的输出功率
η=0.94x0.98x0.99x0.99x0.99x0.96=0.858总P=P/η=3.825/0.858=4.458kw总0wP=(1~1.3)P0=4.458~5.795kw
查手册知可选择Y132M2-6型号的电动机,该电动机的
转速为960r/min.
2.各级传动比的分配
(1)分配传动装置各级传动比
n=60x1000V/(πD)=79.62wn=ixn=ixix79.62齿总带0w=(2-4)x(3-5)x79.62=477.9-1593r/min
n=1000r/min,nm=n0=960r/mind
(2)总传动比
i=n/n=960/79.62=12.057w总0i=3;i=i/i=4.02带带总齿3.运动及动力参数计算
(1)各轴转速计算
n=n/i=960/3=320r/min
带0I.
n=n/i=320/4.02=79.6r/min=nIIIII齿I
(2)各轴功率计算
P=4.458kw
0P=Px0.94=4.458x0.94=4.19kw0IP=Px0.98x0.99=4.065kwIIIP=Px0.99x0.99=3.984kwIIIII(3)各轴转矩计算
m=44.35N*=9.55x1000000xPT/n000m=125.045N*/nT=9.55x1000000xPIIIm=487.698N*T=9.55x1000000xP/nIIIIIIm=477.98N*=9.55x1000000xP/nTIIIIIIIII
参数
轴名
0轴
I轴
II轴
III轴
)r/min转速n(
960
320
79.6
79.6
功率p(kw)
4.458
4.19
4.065
3.984
mT转矩()N*
44.35
125.045
487.698
477.98
i传动比
=3i带
i=4.02齿
i=1
η效率
0.94
0.9702
0.9801
二.传送带的选择
1.P=kP=1.1x4.458=4.9038kwAca2.由P和n查表可知选A型带ca3.d=112cm,d为小带轮的基准直径d1d1m/sx112x960/(60x1000)=5.627v=π带速mm=idd1=3x112=336大带轮直径dd2mm=355查表圆整为dd2mm初定中心距a0<=9344.326.9mm<=mma=500初定0传送带所需基准长度Ld
L=2+π/2x(d+d)+(d+d)(d+d)/(4)a0d2d1d0d1a0d1d2d2mm=1762.715L=1800mm
dmm)/2=518.643a=a+(L-Ld00dmm=491.643a=a-0.015Ldminmm=572.643a=a+0.03Ldmax5.包角α=180°-(dd2-dd1)57.3°/a=153.153°>=90°
6.由d=112cm,n=960r/min,查表得P=1.1596kw0d11根据n=960r/min,i=3和带型为A型,ΔP0=0.11kw查1表可得k=0.926,k=1.01LαP=(P+ΔP)xkxk=1.188kw
Lα00r
根/Pr=4.128取5Z=Pca三.齿轮的选取选取齿型,精度,材料,齿数1.)选用智齿圆柱齿轮(1
级精度)采用8(2;大280HBS(调质),硬度为(3)小齿轮材料为40Cr
,二者材料硬度差240HBS钢(调质),硬度为齿轮材料为4540HBS为。
Z=97=4.02x24=96.48取)小齿轮Z=24,大齿轮Z(422.
(1)小轮分度圆直径kTu?
1Z22tE?
().d?
2323t1?
][?
uHdA.查表得Kt=1.3
55mm=1.250x10N*B.T=(95.5x10xP)/n111=1φC.d1/2=189..8MPaD.ZEE.小齿轮接触强度疲劳极限σ=600MPa,大齿轮Hlim1接触强度疲劳极限σ=550MPa
Hlim25mmN*=60x320x1x10x300x8=4.608x10F.N=60njLh1158mm=(4.608x10N)/4.02=1.146x10N*2=0.97KG.查表得=0.95,KHN2HN1S=11%,H.失效率为)/S=570MPa
x(=][σKσHlim1HN11H.
)/S=533.5MPa
σ(Kx[σ]=Hlim2HHN22小轮分度圆直径
(2)A.TkZ1u?
22tE)32d?
2.(?
3t1?
]?
u[得算数值计代入Hdmmd=68.449m/sxn)/(60x1000)=1.146圆周速度v=(πxdB.11tmmxd=68.449C.齿宽b=φ1tdmm/Z=2.852D.模数m=d1t1tb/h=10.667=6.417,齿高h=2.25mtE.载荷系数=K查表得K,K=1.18根据v=1.146m/s,精度为FαvH=1.459
K=1;,K小齿轮相对支撑非对称时,=1βHαA=1.38KK=1.459得由b/h=10.667,βHβF=1x1.1x1x1.459=1.605KKK则K=KβvHHαA1/3mm=d(K/K)=73.446F.dt1t1=3.06/ZG.m=d113.齿根弯曲YYKT2?
?
SF1?
m?
32?
][?
ZFd1
(1)确定公式内各计算数值
A.小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ=500MPa,FE1=380MPa
大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2B.查表得,小齿轮弯曲疲劳寿命系数K,=0.92FN1.
=0.95大齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN2,S=1.4C.弯曲疲劳许用应力,取/S=328.571MPa,σσ]=K小齿轮弯曲疲劳许用应力[FE1FFN11/S=257.857MPa
=Kσ大齿轮弯曲疲劳许用应力[σ]FE2FFN22=1x1.1x1x1.38=1.518KK=KKKD.载荷系数βAvFHα,Y=2.65E.小齿轮齿形系数Fa1=2.186Y大齿轮齿形系数Fa2,Y=1.58F.小齿轮应力校正系数sa1=1.787Y大齿轮应力校正系数sa2]/[σG.计算大小齿轮的YYFFasa=0.01274,Y/[σ]小齿轮Y1sa1FFa1=0.01515σ]YY/[大齿轮2Fa2Fsa2)(2YYKT2?
?
SF1?
?
m32?
]Z[?
mm带入数值计算得m=2.153F1dmm就近圆整为标准值m=2.5m小齿轮齿数Z=d/m=29.378取30,11大齿轮齿数Z=4.02Z=120.6取121124.几何尺寸
(1)分度圆直径
mmm=30x2.5=75d小齿轮分度圆直径=Z11mm=Zm=121x2.5=302.5大齿轮分度圆直径d22mm+da=(d
(2)中心距)/2=188.7521.
mmd=75齿轮宽度b=φ(3)1d四.低速轴的设计
设计图所示的单级直齿圆柱齿减速器的低速轴,已知该轴的功率为p=4.065kw,转速n=79.6r/min,大齿轮1mm,单向转动,轴的材料无特殊要求。
b=45宽度
(1)选择轴的材料,因为轴的材料无特殊要求,所以选择45钢,正火处理。
(2)初步估计轴的最小直径
1/31/3mm=A(p/nd)=110x(4.065/79.6)=40.8111mind%考虑该轴段上有一个键槽,故应将直径增大5mmd=40.811x1.05=42.852d=45mm
圆整为
选择联轴器:
=,运输机时K带式格得查教材相关表工作机为1.3K1.5,取=1.25~计算转矩:
mKTT==1.3x487.698=634.007N*cLX3按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件可选择型弹性柱销联轴器
轴低速轴的设计(3).
各轴的直径如图
7654321
mm45的直径已经由前面的计算确定为d=轴段11轴段2的直径d应在d的基础上加上2倍的轴肩的高度,22这里的轴肩为定位轴肩,可取h=(0.07~0.1)d。
这里取h=4.5
12mm密封圈,故直径d2h=45+2x4.5=54还应符+d=d21221mmd=55合密封圈的标准,取2轴段3的直径d应在d的基础上增加2倍轴肩的高度,23此处为非定位轴,一般情况下,非定位轴轴肩可取h=1~
mm。
而且其直径要与滚动轴承内径相符合。
滚动轴承内径2mmmm55d=的倍数,故选内5d=在20~29573轴段4上安装齿轮,轴段4大于轴段3只是为了安装齿
轮方便,不是定位轴肩,应按非定位轴肩计算,取h=34mmmm58=55+2*1.5=1.5d,则d=+2h3443轴段5的直径d=d+2h,h是定位轴环的高度,取h45455454mm5d4)=0.07=(~0.1mm=58+2x5=68d5轴段6的直径d应根据所用的轴承类型及型号查轴承标6.
mm65轴承查得d=准取得,预选该轴段用63116
各轴段的长度
轴段4因为安装齿轮,故该轴段的长度L与齿轮宽度有4关,为了是套筒能顶紧齿轮轮廓,应使L略小于齿轮轮毂的4mmmm=72=75故Lb-L=2~3b,宽度,一般情况下,4齿轮齿4mm△+3B+△+=轴段3的长度包括两个部分,L332mm=31+14+5+3=53L3轴段2的长度应该包括三个部分,L=L+e+m,其中L112部分为联轴器的内端面至轴承端面的距离,通常可取15~
mmmm==1.2*10e部分为轴承的厚度,查表,e=201.2d;3mm;12m的部分则为轴承端盖的止口端面至轴承座孔边缘的距
离,此距离应按轴承盖的结构形式、密封形式及轴承座孔的尺寸来确定,课程设计时这一尺寸要通过作图来进行确定,要先确定轴承座孔的宽度,轴承座孔的宽度减去轴承宽度和轴承距离箱体内壁的距离△就是这一部分的尺寸。
轴承座孔3mmmm;8δ)+c+(5~10=,查表,这里取δ宽度L=+c2座孔1c,c为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸,应根21mmmm。
为=c20据轴承座旁连接螺栓的直径查表得,c=16、1加工轴承座孔端面方便,轴承座孔的端面应高于箱体的外表mm;故最终L~一般可取两者的差值为面,5108+20+16+6=座孔.
mm
50=mm==L50-5-31=14+e+m,L-Bm=L-△=132座孔mm
4115+12+14=安装联轴器,其长度L与联轴器的长度有关。
根轴段11型弹性柱销联轴器,查表得L联轴器=据第二步选用LX3mmL84联,考虑到连铸器的连接和固定的需要,使L略小于1mm。
轴器,取L=821mmmm8,取L=轴段5长度即轴环的宽度b=1.4h=8545+=△的尺寸减去L来确定,L轴段6长度L由△,△225663mm-L=11△53,B=317长度L应等于或略大于滚动轴承的宽度B,轴段7mm=32取L7轴的总长度等于各轴段的长度之和:
mm+L+L=299+LLL总长=+L+L+L7624351
高速轴设计五.确定轴的最小直径
(1)AC=110选取轴的材料为40,则得:
调质处理,取rp19.4mm.?
?
dA*110?
927?
25133320nmin1dmm=30综合轴的强度,取0轴的结构设计(见下图)
(2).
1234567
d段设计A.1由于该段装有皮带轮,且皮带轮结构为5根A型V带,mmmm。
查得孔径d=30L=65,d段设计B.2有皮带轮的右端靠轴肩轴向定位,按要求h>0.07d,取
mmmm。
=38,则dh=42dd段设计C.73、ddd段右侧不需轴向定位,段的结构尺寸相同,与237mmmmdmmd段口装有轴承,由于该=40,取h=2,则h=(1~3),33轴,只受到径向力,综合价格和安装尺寸的误差考虑。
选用
深沟球轴承,型号为6211,其尺寸为;DxPxT=40x80x18,轴
l=lmm=18段73d段设计D.5dmmlmm=68=65前已计算出,,55dd段设计E.、64dd段的结构尺寸相同,由箱体设计时已确定,段,与64mmLLmm.轴承右测=11轮段面距机箱内端距离为11,故=64hdhmmd=dmm需轴向定位,故>0.07,取=4,=48643.
d段长度设计F.2Lmm由箱体设计时的箱体壁距凸台外测的距离=43mmmmmm=812垫圈厚度=2,伸进长度为,端盖厚度?
?
21mm。
为了便于端盖的拆装以及皮带轮箱体壁厚为=8?
3mmLmm。
25~30=29长度,取不与箱体接触,故需轴留出Lmm18=72=43+10+8+29所以-2为了使端轴承端盖的伸进端顶住轴承,以免发生轴向
Lmm=13移动,故需装上一个轴G.轴的总长度
LLLLLLLmm++++L=++=65+72+18+11+65+11+18=2607352614
六.低速轴轴的强度校核
2000TF=2000=×圆周力487.698/302.5=3224.450N
2t
d2Ftan=3224.450×tan20°径向力==1173.604NFtr由于为直齿轮,轴向力=0FammL=144F=0.5×=0.5=3224.450=1612.225N
RRtHAHBm×1440.5/1000=116.080N*=0.5L=1612.225×RMHAHCm1173.604=586.802N*=0.5==0.5×FRRrVAVBm×0.5/1000=42.250N*144L=586.802×=0.5RMVAVCmT=487.698N*转矩
1/222m+42.250)=123.530N*==(116.08022MMM?
VCHCC1/222m
N*123.530==(+292.619)=317.625?
?
22MaTM?
Ce?
?
=55MPa
由图表查得,?
1?
b31/3Mmm=10(10d≥=38.653317.625/5.5)e?
?
?
1.01?
bmmmm<45d=38.653则强度足
高速轴的强度校核七.mmL=1231173.604=586.802N
=0.5==0.5×FRRrVAVBm0.5/1000=36.088N*123×=0.5L=586.802×RMVAVCmF×==0.53224.450=1612.225N*=0.5RRtHAHB0.5/1000=99.152
123×L=1612.225=0.5×RMHAHCmN*m
T=125.045N*转矩1/222m=105.515N*(==99.152+36.088)22MM?
MVCHCC1/222m?
?
)=129.470=N*=(105.515+75.02722aTM?
MCe?
?
=55MPa
由图表查得,?
1?
b31/3Mmm
=28.660(≥d10=10129.470/5.5)e?
?
?
10.1?
bmmmm<30d=28.660则强度足够
八.键的选用和计算
(1)高速轴键联接选用及计算
mm。
查手册选择键8×7×皮带轮安装处,轴径为d=3060
'L=L-bmm.键的接触长度:
8=52=60-'Kmm接触高度;=h/2=7/2=3.5查得键联接的挤压许用应力[δ]=200MPap许用剪应力[T]=125Mpa
6-3lk==2T/dEP/30×52××103.52×0.0955×10×1119=34.98Mpa10
(2)低速轴键联接选用及计算
τ=2T/dlk=34.98≤125Mpa11mm,齿轮安装处。
轮径为d=58
选择键16×10×50
mm键的截面长度为:
50-16=34K=h/2mm接触高度为:
=5
5-3Ep2T/dlk=468×10×10/58×34×=522-9×10=94.93
T=94.93MPa≤[τ]2mm安装联轴器处,轴径为d=45
选择键:
14×9×72
‘L=72mm-14=58键的接触长度:
K=h/2mm接触高度:
=9/2=4.55-3-9=2/dEp2T1045×1010×4.5/58××××4.68lk23=MPa≤=76.69[Ep]
T=76.69≤[τ]
故高速轴与低速轴的强度满足要求
九.箱体主要结构尺寸计算
?
箱座壁厚
?
3?
.025a=09.?
3?
6156?
0.025?
?
mm8=
?
1
箱盖壁厚
?
3?
.02a=0112.?
.02?
156?
36?
0
?
mm8=1
?
21
箱座加强肋厚
?
?
85=0.218.8?
685?
0.?
?
mm7=21
?
22
箱盖加强肋厚
?
?
850.=1228?
0.85?
8?
6.
?
mm7=22
b
箱座分箱面凸缘厚
?
5.b?
112?
81?
.5?
mm12b?
b1
箱盖分箱面凸缘厚
?
51.b?
1112?
?
1.5?
8
mm?
b121
b2
箱座底凸缘厚
?
5b?
2.220?
2.5?
8?
mm?
20b2
df
地脚螺栓
12a?
?
0.036df=6217.156?
12?
.0036?
mm?
20df
d1
轴承旁螺栓
d.7d?
0f11420=.7?
=0
mm?
14d1
d2
联结分箱面的螺栓
d)0.6(d?
0.5~f212?
0.6?
?
20
mm?
12d2
d3
轴承盖螺钉
d.5)0.4~0(d?
f310?
?
?
0.520
mm?
10d3
d4
检查孔螺钉
d.4)~(d?
0.30f48?
20?
?
0.4
mm8d?
4
d
定位销直径
d8.).7~0?
d(0269.?
12?
8?
0.
mm10d?
n
地脚螺栓数目
时,4n?
250?
a
4n?
C1
、、至外ddd21f箱壁距离
由推荐用值确定
mm18C?
1
C2
、至凸缘壁dd2f距离
由推荐用值确定
mm14C?
2
R1
轴承旁凸台半径
由推荐用值确定
mm18R?
1
L1
轴承座孔外端面至箱外壁的距离
)~10?
(5?
L?
CC211
mmL?
401
D1D2D3
轴承座孔外的直径
轴承孔直径d)~5.5?
(53
h
轴承螺栓的凸台高
D.45)(h?
0.35~02
hd
箱座的深度
为浸入油池,r30rh?
?
aad内的最大旋转零件的外圆半径d9276.430?
?
?
30h?
d22
mm?
h170d
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 一级 圆柱齿轮 减速器 课程设计