机械设计课程设计二级斜齿轮减速器.docx
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机械设计课程设计二级斜齿轮减速器
机械设计课程设计
2010-2011第2学期
姓名:
班级:
指导教师:
成绩:
日期:
2011年4月
摘要
课程设计是考察学生全面掌握基本理论知识的重要环节。
本次设计的是二级斜齿轮减速器,减速器是用于电动机和工作机之间的独立闭式传动装置。
本减速器属于二级斜齿轮减速器(电机一联轴器一减速器一联轴器一带式运输机),本课程设计包括:
设计方案、电机选择、传动装置的设计及传动比分配、各轴运动参数、齿轮设计、轴的设计、联轴器和轴承选择及校核、键的校核、减速器的润滑及密封、减速器的附件选择。
设计参数的确定和方案的选择都是通过查询有关资料所得。
关键字:
二级斜齿轮,减速器,轴
ABSTRACT
Curriculumdesignistoinvestigatethestudentsgrasptheimportant
aspectsofthebasictheoreticalknowledge.Thedesignofthesecondhelicalgearreducer,reducermotorandworkingmachineisusedtoseparatebetweentheclosedtransmission.ThisreducerisHelicalGearReducer(Motor-Coupling-Reducer-Coupling-beltconveyor),thecurriculumincludes:
design,motorselection,designandtransmissiongearratiodistribution,theAxismotionparameters,geardesign,shaftdesign,shaftcouplingandbearingselectionandverification,keychecking,gearlubricationandseal,reducerattachmentoptions.Designparametersandprogramoptionsareobtainedbyqueryingtheinformation.
Keywords:
HelicalGear,Reducer,Axis
1前言1
2设计目的1
3设计方案1
4选择电动机2
4.1选择电动机的类型2
4.2选择电动机的容量2
43确定电动机转速2
5传动装置的总传动比并分配传动比3
5.1.总传动比i3
5.2.分配传动比4
6计算传动装置各轴的运动和动力参数4
6.1.各轴的转速4
6.2.各轴的输入功率4
6.3.各轴的输入转矩5
7齿轮的设计6
7.1高速级齿轮的设计6
7.1.1选定齿轮的类型,精度等级及材料6
7.1.2按齿面接触强度设计6
7.1.3按齿根弯曲强度设计8
7.1.4几何尺寸计算9
7.2低速级齿轮的设计10
7.2.1选定齿轮的类型,精度等级及材料10
7.2.2按齿面接触强度设计10
7.2.3按齿根弯曲强度设计12
7.2.4几何尺寸计算14
8功率扭矩及运动参数修正15
8.1计算传动装置的总传动比i15
8.2计算传动装置各轴的运动和动力参数15
8.2.1各轴的转速15
8.2.2各轴的输入功率16
8.2.3各轴的输入转矩16
9轴的设计、联轴器及轴承的选择17
9.1轴I的设计17
9.1.1求输出轴上的功率、转速和扭矩17
9.1.2求作用在齿轮1上的力17
9.1.3初步确定轴的最小直径18
9.1.4轴的结构设计18
9.1.4.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度18
9.1.4.2轴上零件的周向定位19
9.1.4.3确定轴上的圆角和倒角尺寸20
9.1.5求轴上的载荷20
9.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度22
9.1.7轴承1的校核23
9.1.7.1径向力23
9.1.7.2求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2。
23
9.1.7.3轴承预期寿命24
9.1.7.4验算轴承寿命。
24
9.2轴U的设计24
9.2.1求轴上的功率、转速及转矩24
9.2.2求作用在齿轮2上的力24
9.2.3初步确定轴的最小直径25
9.2.4轴的结构设计25
9.2.4.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度25
9.2.4.2轴上零件的周向定位26
9.2.4.3确定轴上的圆角和倒角尺寸26
9.2.5求轴上的载荷27
9.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度30
9.2.7轴承2的校核31
9.2.7.1径向力31
927.3轴承预期寿命31
927.4验算轴承寿命。
32
9.3轴川的设计32
9.3.1求轴上的功率、转速及扭矩32
8.3.2求作用在齿轮4上的力32
9.3.3初步确定轴的最小直径33
9.3.4轴的结构设计33
9.3.4.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度33
9.3.4.2轴上零件的周向定位35
9.3.4.3确定轴上的圆角和倒角尺寸35
9.3.5求轴上的载荷35
9.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度38
9.3.7轴承3的校核38
9.3.7.1径向力39
9.3.7.3轴承的预期寿命39
9.3.7.4验算轴承寿命39
10键的校核40
10.1联轴器与轴的键连接40
10.2齿轮与轴的键连接41
11减速器的润滑与密封43
11.1齿轮传动的润滑43
11.2牌号及油量计算43
11.2.1油号选择43
11.2.2油量计算43
11.3润滑与密封44
11.4减速器的密封44
12减速器箱体及附件的选择44
12.1箱体结构形式及材料44
12.2主要附件作用及形式46
12.2.1通气器46
12.2.2窥视孔和视孔盖46
12.2.3油标尺46
1224油塞46
1225定位销47
12.2.6启盖螺钉47
参考文献47
心得体会48
1--电动机
2--联轴器
1冃U言
由于减速器是当今世界上最常用的传动装置,所以世界各国都不断的在改进它,寻求新的突破,降低其成本,提高其效率,扩大其应用围。
为了更好的适应现代市场的需求,就必须运用计算机辅助设计技术解决过去绘图工作量大及工作效率低,速度慢的问题。
考虑到本减速器运用于生产的带式运输机,参照了《机械设计》和《机械设计课程设计》进行设计,将其中的理论知识设计成用于生产的产品。
2设计目的
机械设计课程设计是培养学生具有机械能力的技术基础课。
课程设计则是机械设计课程的重要实践教学环节。
通过课程设计实践,树立正确的设计思想,增强创新意识,培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识去分析与解决机械设计问题的能力。
学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律。
进行机械设计基本技能的训练,例如:
计算、绘图、查阅机械资料和手册、运用标准和规等。
3设计方案
工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室工作,有粉尘,环境最高温度35度。
使用期限8年,检修间隔期为:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修。
小批量生产,运输带速度允许误差为土5%设工作机效率nw=0.96。
输送带
工作拉力F4.0KN,输送带工作速度v1.48m/s,滚筒直径D380mm。
3--二级斜齿圆柱齿轮减速器
4--联轴器
5--卷筒
6--运输带
设计容
计算及说明
结果
4选择电动机
4.1选择电动机的类型
电机的选择
按工作要求和工作条件选用丫系列三相鼠笼
型异步电动机,其结构为全封闭式自扇冷式结构,
电压为380V。
4.2选择电动机的容量
工作机的所需功率为
PFv4「486617kW
PW
6.617kW
Iw0.01/kVV
1000w10000.96
其中:
F为工作机的阻力,N;v为工作机的线
速度,m/s;
nw为工作机的效率,nw=0.96。
232
从电动机到工作机的总效率为1.2.3
式中,分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒
的传动效率。
由表9.1可知,n仁0.99,n2=0.98,
n3=0.97,则
232
0.9920.9830.9720.868
电机功率
所以电动机所需工作功率为
0.868
Pd业7.105KW
0.868
Pd
7.105KW
电机转速
4.3.确定电动机转速
传动比分配
按表9.1[注1]推荐的传动比合理围,二级圆柱齿轮减速器传动比I8~40,而工作机卷筒轴的转速为
601000v6010001.48升“/.
rw74.38r/min
d380
所以电动机转速的可选围为
rdirw(8~40)74.38(595~2975)r/mir
符合这一围的同步转速为750r/min、
1000r/min、1500r/min三种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。
根据电动机的类型。
容量和转速,由表15.1
选定电动机型号为丫160M-6型,其主要性能如表4.1所示。
表4.1Y160M-6参数
5传动装置的总传动比并分配传动比
5.1.总传动比i
i皿13.04
nw74.38
nw
74.38r/min
i13.04
52分配传动比
i4.27
iii
i
3.05
i
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取
1.4i,故
iJ1.4iJl.411.884.27
i13.04"
i4.27'
各轴的转速
6计算传动装置各轴的运动和动力参
n
970r/min
数
n
227r/min
6.1.
各轴的转速
nm
I轴nnm970r/min
74.38r/min
U轴nn-970227r/min
i4.27
n卷
74.38r/min
各轴的输入
m轴nm—竺774.38r/min
i3.05
功率
卷筒轴n卷nm74.38r/min
P
7.034KW
62
各轴的输入功率
P
6.686KW
I轴
PPd17.1050.99KW7.034KW
Pm
6.356KW
U轴
P
P237.0340.980.97KW6.686KW
P卷
6.167KW
m轴
各轴的输入
Pm
P236.6860.980.97KW6.356KW
转矩
卷筒轴
P卷
Pm216.3560.980.99KW6.167KW
63各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
Td9.55106旦
nm
67.105
9.5510Nmm
970
4
6.99510Nmm
故I轴
TTdi
69951.30.99Nmm
4
6.92510Nmm
U轴
TCT23i
69251.80.980.974.27Nmm2.811105Nmm
川轴
TmTC23iC
281097.30.980.973.05Nmm
8.150105Nmm
卷筒轴
T卷T皿21
814993.70.980.99Nmm
7.907105Nmm
6.99540^ 1 6.肿叭 4J7 個1汕R H 30? 讽hl化 1 将上述计算结果汇总于表6.1以备查用表6.1传动装置的运动和动力参数 Td6.995 104Nmm T6.925 4 10Nmm T2.811 105Nmm T皿8.150 105Nmm T卷7.907 105Nmm 齿轮类型、材料的选择 按齿面接触 强度设计齿 轮 小齿轮转矩 试选载荷系 数 选齿宽系数 应力循环系 数 接触疲劳寿命系数 7齿轮的设计 7.1高速级齿轮的设计 7.1.1选定齿轮的类型,精度等级及材料 (1)铣床的工作精度不高,故选用7级精度,斜齿轮。 (2)材料选择: 小齿轮40Cr(调质),硬度为 250HBS大齿轮材料40(调质),硬度为210HBS二者硬度相差40HBS初选14,取Z122, Z2z193.94,故取z294。 7.1.2按齿面接触强度设计 按式(10-21)[注1]试算,即 |2 d3即"1ZhZe d1tVdH (1)确定公式的各计算数值 1小齿轮转矩T169256.8Nmm。 2试选载荷系数Kt1.6,由图10-30取 Zh2.443 0 3由表10-7[注1]选齿宽系数d10 4由表10-6[注1]查得材料的弹性影响系数 1 ZE189.8Mpa2 0 5由图10-21d[注1],按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1550Mpa,大齿轮接触疲劳强度极限Hlim2500Mpao 6应力循环系数: N160n1jLh6097018300162.23109 N260n2jLh6022718300165.2108 7由图10-19[注1]取接触疲劳寿命系数: Khn10.9Khn20.95 。 8取失效概率为1%安全系数S=1。 小齿轮40Cr(调 质),硬度为 250HBS大齿轮 材料40(调质), 硬度为210HBS T169256.8 Nmm Kt1.6 ZH2.443 d1 1 ZE189.8Mpa" hlim155°Mpa Hlim2500Mpa 9 N12.2310 8 N25.210 KHN10.9 Khn20.95 H1495 KHN1Hlim1 °9550495 1 475 端面重合度 圆周速度 齿宽 纵向重合度 载荷系数 分度圆直径 KHN2Hlim2 0.95500 1 495475 2 475 485Mpa 由于h「23h2,故取h485Mpa ⑨由图10-26[注1]端面重合度 10.765 20.865120.7650.8651.63 (2)计算 ① 2 321.669251.85.27 2.433189.82 V11.63 4.27 485 53.38mm ②圆周速度: KtT11ZHZE dH d1tn1 601000 53.38970, m/s601000 2.71m/s d5153.38mm53.38mm d1tcos mnt Z1 53.38cos14 2.35mm 22 h2.25mnt 2.252.35mm 5.3mm ③齿宽: b b h ④纵向重合度: 53.38 5.3 10.07 0.318122 1.25 tan14 1.744 H485Mpa 10.765 20.865 d1t53.38mm 2.71m/s b53.38mm mnt2.35mm h5.3mm K 10.07h Ka Kv 0.318dZ1tan ⑤载荷系数: Ka1.25,由速度2.71m/s、7级精度,由10-8[注1]查得Kv1.11;由表10-4[注1]查得Kh1.42;由图10-13[注1]查得Kf1.34丄士“…、宀小/曰KhKf14 F;由表10-3[注1]得KhKf1.4; Kh Kf Kh 1.744 1.25 1.11 1.42 1.34 Kf 1.4 2.758 计算模数 按齿根弯曲 强度设计 计算载荷系数 螺旋角影响 系数 计算当量齿数 齿形系数 应力校正系数 应力疲劳强度 弯曲疲劳寿 命系数 疲劳许用应 力 KKaKvKhKh1.251.111.41.422.758。 ⑥按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径, 由式(10-10a)[注1]得 d1t 5338 32.758mm 1.6 64.0mm d164.0mm ⑦计算模数mn mn d1cos Z1 64cos14mm 22 2.823mm 7.1.3按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)[注1] 2K「Ycos2YFaYsa 2dZ1F (1)确定计算参数 ①计算载荷系数 KKaKvKfKf1.251.111.41.342.603 2根据纵向重合度 1]查得螺旋角影响系数 3计算当量齿数。 乙 Zv13 cos Z2 Zv23 cos 1.744 ,从图10-28[注 0.88 。 _22_cos314 94 cos314 24.08 102.9 4查取齿形系数。 由表10-5[注1]查得 YFa12.648Yf922.178 5查取应力校正系数。 由表10-5[注1]查得 Ysa11.581Ysa21.792 6由图10-20c[注1]查得应力疲劳强度,小齿轮: fe1480Mpa;大齿轮: fe2360Mpa。 7由图10-18[注1]查得弯曲疲劳寿命系数: Kfn10.85Kfn20.89 mn2.823mm K2.603 Y0.88 Zv124.08 zv2102.9 YFa1 2.648 YFa2 2.178 Ysa1 1.581 Ysa2 1.792 FE1 480Mpa FE2 360Mpa Kfn1 0.85 KFN2 0.89 计算中心距 修正螺旋角 8计算疲劳许用应力。 取安全系数S=1.4 KFNifei0.85480 F,FE1Mpa291.43Mpa S1 KFN2FE20.89360 F2Mpa228.86Mpa 9计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较。 F YFaiYsai2・648「5810.014365 F1291.43 浪2》2^78丄792。 .。 仇厶。 F2228.86 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 F1291.43 Mpa f2228.86 Mpa YFa1YSa1 F1 0.014365 YFa2YSa2 F2 0.017054 mn1.86mmZ131 z2132 a168 」22.60369251.80.88(cos14)2c一 mL320.017054 V12221.63 1.86mm 对比计算结果,由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn2.0mm,已可满足弯曲强度。 但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d164.0mm来计算应有的齿数。 于是由 d1cos64.0cos14»“ z,31.05 mn2 取Z131,则Z2Z14.2731132.37,取 z2132 0 7.1.4几何尺寸计算 (1)计算中心距 a(Z1Z2)mn(31132)2167.99将中心距 2cos2cos14 圆整为168mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 (乙Z2)m.arccos 2a (31132)2arccos- 2168 14049 14049 因改变不多,故参数、K、ZH等不必修正。 分度圆直径 (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 Zimn312“心 d1mm63.9mm d1 63.9mm coscos14049 Z2mn1322c”“ d2mm272.1mm coscos14049 d2 272.1mm 齿轮宽度 (4)计算齿轮宽度 bdd1163.9mm63.9mm B2 65mm 圆整后取B265mm;B170mm。 B1 70mm 7.2低速级齿轮的设计 选定齿轮的 类型,精度等 7.2.1选定齿轮的类型,精度等级及材料 级及材料 (1)铣床的工作精度不高,故选用7级精度, 斜齿轮。 小齿轮40Cr(调 (2)材料选择: 小齿轮40Cr(调质),硬度为 质) ,硬度为 280HBS大齿轮材料40(调质),硬度为240HBS 280HBS大齿轮 二者硬度相差40HBS初选14,取Z122, 材料40(调质), z2Z167.1故取z267。 硬度为240HBS 按齿面接触 7.2.2按齿面接触强度设计 强度设计 按式(10-21)[注1]试算,即 」2KtTn1ZhZe2 d3tVdH (1)确定公式的各计算数值 Tn 2.811 小齿轮转矩 ①小齿轮转矩Tn2.811105Nmm。 105Nmm 试选载荷系
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