圆锥圆柱齿轮减速器含零件图装配图.docx
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圆锥圆柱齿轮减速器含零件图装配图
2013-2014第2学期
姓名:
班级:
指导老师:
成绩:
日期:
2014年5月6日
前言1
第一章、设计要求2
、传动装置2
、带式运输机原始数据2
、工作条件2
、应完成的工作3
第二章、设计方案3
、电动机的选择3
、传动系统的运动和动力参数计算4
、传动零件的计算5
、轴的计算12
、键连接27
、箱体的尺寸设计28
、减速器附件的选择29
、润滑与封闭30
第三章、设计小结30
第四章、参考资料目录30
前言
1、设计目的
机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。
课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节,同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练,其目的是:
(1)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的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。
(2)学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律。
(3)通过制定设计方案,合理选择传动机构和零件类型,正确计算零件的工作能力,确定尺寸及掌握机械零件,以较全面的考虑制造工艺,使用和维护要求,之后进行结构设计,达到了解和掌握机械零件,机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。
(4)学习进行机械设计基础技能的训练,例如:
计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规范等。
动。
运输带速度允许速度误差为±5机工作期限为十年,检修期间隔为三年。
在中小型机械厂小批量生产。
、应完成的工作
1)减速器装配图一张;
2)零件工作图二张(大齿轮,输出轴);
3)设计说明书一份。
第二章、设计方案
、电动机的选择
2.1.K电动机转速的确定
工作机转速〃=1-x60=116.Or//win
锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=10〜25,电动机转速应在〃d=in范围内(1160〜2900)“min
2.1.2、电动机功率的确定
查表
n=116.Qr/min
类别
效率
数量
弹性柱销联轴器
2
圆柱齿轮(8级,稀油润滑)
1
圆锥滚子轴承(一对)(稀油润滑)
4
卷简
1
圆锥直齿(8级,稀油润滑)
计算得传动的装置的总效率
.〃惟・〃柱.〃承1.〃筒
=0.992X0.97X0.98X0.994X0.95=0.850
工作机功率几=旦=3.74%卬所需电动机输出功率为
1000
p374
2=—=^—=4.4女卬
%0.85
查表,选择电动机额定功率为
最后确定电机Y系列三相异步电动机,型号为Y132S-4,额定功率,满载转速勺=1440r/min。
、传动系统的运动和动力参数计算
2.2.1、分配各级传动比总传动比北=&=必=12.41°〃116.0
查表,推荐功入0.25。
=0.25x12.41=3.1025,且%/3,固取i惟=2.95,%=,=i^^=4.21
1推
2.2.2、由传动比分配结果计算轴速
“I=nm=144077min1440/100r/=—==488.14r/nnn
11/,2.95
nlu=-=4SS-14-=115.95r/minin4.21
凡=〃in=115.95r/min
2.2.3、各轴的输入功率
P1=《月浪=4.4x0.99=4.356kw
Pu=PF/承〃*=4.356x0.99x0.96=4.14kw6n=承"柱=4.14x0.99x0.97=3.98kw
P移=片也承〃陕=3.98x0.99x0.99=3.90kw
2.2.4、
7]°=0.850
P=3.14kW
Pd=4Akw
nm=1440r/niin
"=12.41
%=2.95
%=421
2.4.各轴输入转矩
Td=955Ox土-=29.182V•m片,〃
T[=955Ox△=28.897V・
=9550x^1=81.OA -%i T3=955Ox号□=327.81/V-m%ii Pg =955Ox—=321.227V-m 将计算结果列在下表 45号钢 小齿轮采用调质处理 大齿轮采用正火处理 轴号 功率P/kW 转矩 T/(N・〕n) 转速n/(r/min) 电机轴 1440 I轴 1440 II轴 III轴 卷筒轴 、传动零件的计算 2.3.1、圆锥直齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件: 齿数比u=,传递功率A=4.356kW,主动轴转速〃i=1440”加〃,采用一班制工作,寿命10年(一年以250天计),小锥齿轮悬臂布置。 (1)选择齿轮材料和精度等级 ①材料均选取45号钢,小齿轮采用调质处理,其齿面硬度为236HBS,大齿轮采用正火处理,其齿面硬度为190HBS。 ②精度等级取8级。 ③试选小齿轮齿数4=23 Z,=1%=2.95x23=67.85,取与=68 调整后〃=攵=竺=2.96 &23 (2)按齿面接触疲劳强度设计 查有关公式,有齿面接触疲劳强度设计公式 d>JZeZ24K4 U~\0.85如1-0.5次为 ①试选载荷系数: K〃,=1.3。 ②计算小齿轮传递的扭矩: 7;=28890N•利 ③取齿宽系数: =0.30 ④确定弹性影响系数: 由表得,Z“=189.87瓦瓦; ⑤确定节点区域系数: 查图,标准直齿圆锥齿轮传动: Z〃=2.5 ⑥根据循环次数公式,计算应力循环次数: N、=60〃心=60x1440x1x10x250x8=1.728x1()9 M=*=5.858xl()s ⑦查图得接触疲劳寿命系数: K〃m=1.0,K/w,=1.05 ⑧查图得疲劳极限应力: 6“加I=580MPa,b〃加2=390Mpe ⑨由式计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S/f=1.0, [b/=〃"向=580MPa, S〃 [5"? ="〃心叫心=4095Mp〃S〃 ⑩由接触强度计算出小齿轮分度圆直径: 4,271.863〃〃〃,则齿宽中点分度圆直径41=4/1-0.5%)=61.084mm 齿轮的圆周速度、=%”=4.610w/s 60x1000 精度等级8级 4=23 Z2=68 du>71.863/77/77 计算载荷系数: a: 齿轮使用系数,查表得K8=l b: 动载系数,查表得K「=1.26 C: 齿间载荷分配系数,查表得长〃4=长次=1 d: 齿向载荷分布系数,查表得K/0=K7=L37e: 接触强度载荷系数 K〃=KaKvKHaKHfJ=1x1.26x1x1.37=1.726 。 按载荷系数校正分度圆直径 4=4,NK〃/KUt>78.98〃〃〃 大端模数ni=—=3A3mm 取标准值,模数圆整为〃? =4〃〃〃 Q计算齿轮的相关参数 大端分度圆直径4=i=92mm,d2=mz2=272mm G2a=18.687°,&=90°-百=71.313° z2 R=&+1=143.72〃? 〃? ®确定齿宽: b=(/)kR=43.12〃〃〃 圆整取〃=45mm (3)校核齿根弯曲疲劳强度 ①载荷系数Kp=1.726 ②当量齿数1=」一=24.3,=212.4 COScos% ③查表得%1=2.68,Li=L58,YFa2=2A4f^=1.88 ④取安全系数>=1.6 由图得弯曲疲劳寿命系数Km”=1.0,KFN2=LO5 查图得弯曲疲劳极限为: 0>.|=420加尸4,叫施=32UMPa 许用应力/分人="0.1=262.5MPa [J=.川2%"2=210M以S/. ⑤校核强度,由式与=—乙丁髀个〈⑸] 加〃(1一0.5打尸打J〃一+l 4>78.98〃〃〃 m=4mm 4=92mmd)=272mm R=143.72/nm b=45mm J,=18.687° J,=71.313° 满足齿根弯曲强度 ha=4mmhf=4.8〃7〃7 c=0.8mm J,=18.6670 J,=71,333°daX=99.6mmd,力=274.6mm 计算得o-F1=147.35MPa<[crr],,aF2=140M&分心可知齿根弯曲强度满足,参数合理。 ⑥计算锥齿轮传动其他几何尺寸 ha=m=4〃? 〃? ht=1.2/7? =4.8/72777 c=0.2/77=0.Smm J.=arccos「"=18.6670 西 6.=arccos,1=71.3330 环 da{=dl+2mcosdt=99.6mm da2=cl1+2mcos5=274.6〃〃〃 df[=d]-2.4mcos=82.9/7////df2=cl2-2Amcos32=268.9〃"〃 2.3.2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件: 齿数比u=,传递功率6=4.14〃W,主动轴转速勺=488.14“〃而,采用一班制工作,寿命10年(一年以250天计)。 (1)选择齿轮材料、精度等级和齿数 ①小齿轮材料选取45钢调质,大齿轮也选取45钢正火处理,小齿轮齿面硬度为236HBS,大齿轮齿面硬度为190HBS。 ②精度等级取7级。 ③试选小齿轮齿数Z3=24 Zq=1%=4.21x24=101.04,取Z4=102 调整后〃=亘="£=4.25Z324 ⑷初选螺旋角尸=12° (2)按齿面接触疲劳强度设计 查有关公式,有齿面接触疲劳强度设计公式 7>1]2K〃J”+1ZZ/Z/。 2 dn=82.9mm d口=268.9mm 45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理 7级精度 Zi=24Z4=102 ①试选载荷系数: 七=1.3 ②计算小齿轮传递的扭矩: q=81OOON-〃7 ③取齿宽系数: 念=1.1 ④确定弹性影响系数: 由表,Z£=189.8VMP^ ⑤确定区域系数: 查图,标准斜齿圆柱齿轮传动: Z〃=2.5 ⑥根据循环次数公式,计算应力循环次数: N2=60〃必=60x488.14x1x10x250x8=5.86x1()8 M="=L39x1()8U 查图得接触疲劳寿命系数: K/w2=0.94,K“n3=0.98 查图得疲劳极限应力: 6"加2=55。 知& 由式计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数 SH=1.0, 1b/〃3="心叫"=564MPa,S〃 [%h=勺=叫心=539MPas〃 取接触疲劳许用应力小的,即/b〃/=[b/J=539MPa ⑦计算接触疲劳强度用重合度系数和螺旋角系数Z。 af=arctan(tanan/cos夕)=20.4V %3=arccosz3cosat/(z3+2h: •cos/)]=29.936,aa4=arccosz4cosat/(z4+2h;•cos/? )]=22.7780£a=[z3(tanaa3-tanaf)+zA(tanaa4-〃〃q)]/(2;r)=L5558.=%z3tan(p)/7r=1.786 Zf=J±含•(>%)+%=0.713 V3£a Z§=y/cosp=0.985 ⑧代入数值计算 小齿轮直径d3t>44.9nun ⑨圆周速度u=W^」=1.148〃? /s60x1000 ⑩齿宽b, b=(/>dxd3t=1.lx44.9〃? 〃7=49.39〃? 〃? (Q)计算纵向重合度? =内&〃〃? 4/笈=1.786 。 计算载荷系数: a: 齿轮使用系数,查表得K,1=1.0 b: 动载系数,查图得(=1.05 C: 齿间分配系数,查表得K〃a=1.4 d: 查表得齿向载荷分布系数K〃s=1.421 查图得K"=1.35 e: 接触强度载荷系数 Kh=KAKvKHaKHfi=1x1.05x1.4x1.421=2.089 O按载荷系数校正分度圆直径 4==56.91limn ⑭计算模数〃? "=02=2.32〃〃〃,31 (3)按齿根弯曲强度设计 由式叫=产“丝荷月正 V必公1 ①试选载荷系数KFi=\.3 ②由纵向重合度%=1.786,从图得〃=0.714 ③计算当量齿数4,3=-^=24.6cosp d3t>44.9mm Kh=2.089 a”=—V=99.4cos-尸 ④由图得弯曲疲劳强度极限b"加3=500MP”,aFliltt4=380/Pa ⑤由图取弯曲疲劳寿命系数长卬3=°-95,%=0.98 ⑥取弯曲疲劳安全系数〉=1.4 由式得 [="对「外加3=339.29MPaS/ [%/=",痴3=266Mp"Sf ⑦由⑶表10-5得齿形系数”“3=2.65,YFa4=2A9 得应力校正系数匕3=L58,L=L81 ⑧计算大、小齿轮的冬冬并加以比较。 Wkl=0.0123,^^=0.0149 [6h10/4 大齿轮的数值大,所以取匕屋=%△叱=0.0149[%][.匕 ⑨计算得办之1.319mm,取mn—2.0〃"〃 ⑩校正齿数 .=": ((”=27.84+28,为=政3=117.88为使两齿轮齿数互 质取4=119 ⑪圆整中心距 a="#4""=150.284mm2cosp 圆整中心距为a=l50mm 。 修正螺旋角 mn—2.0mm a=150〃〃〃 A(%+Z4刖 p=arccos—: ——=11.478 2a 变化不大,不必修正前面计算数值。 (9计算几何尺寸及齿轮传动尺寸 dy==57.14mm,dA==242.866〃? COSPCOSP /7=11.4788 b=4dd3=6285mm,取齿宽为a=68mm,b4=63nun 4=57.14〃? 〃? =,n,1=2.04〃〃〃 d4=242.86〃〃〃 cos 么=68/77/? ? ha=hamn=2mm b4=63mmm1=2,O4〃"〃 hf=(A/=2.5mm h=h+hf=4.5/77/77 ha=2mm =2.5mm c=c-mn=0.5/? ? /? ? da3=d3+2ha=61.14mm daA=d4+2ha=246.86〃〃〃 4/3="3一2h,=52.14〃"〃 df4=d「2hf=237.86〃〃〃 、轴的计算 2.4.1,高速级轴的设计与计算 (1)轴上的功率片=4.356AW,转速〃1=1440”"〃力,转矩 7;=28.89N,〃? , (2)求作用在齿轮上的力 圆周力E=738.9N,轴向力%=86.2N,径向力的=254.75N (3)初估轴的最小直径 先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45纲, 调质处理。 根据[3]表15-3,取为=112,于是得 4m=4需=162〃〃? h=4.5mm c=0.5mm<3=61.14〃〃〃cl.=246.86〃〃〃d(y=5214〃"〃df4=237.86〃〃〃 "i=738.9N %=86.2N F八=254.75N45钢,调质处理4,而=16.2〃〃〃 ⑷轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案,如下图 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。 为了使所选轴径4与联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩,查[3]表14T Tca=K,X=1.5x45860=68790N♦mm 查表,选择GB/T5014-2003中的LX1型联轴器公称转矩7;=250N・〃? ,许用转速[〃]=8500”〃〃力,轴孔的直径范围为12~24n加,4>16.686~17.01〃? 〃? 。 联轴器的毂孔直径为20mm,■=521run ①轴段①,由联轴器型号直径为4=20mm,右端应有轴肩定位, 轴向长度应该略小于52nlln,取4=50nini。 Y型轴孔,A型键,联轴器从动端代号为LX120x52GB/T5014-2003 ②轴段②,④,先初选轴承型号,由受力情况选择圆锥滚子轴 承,型号取30205,内径为25nlln,£)=52〃〃〃,T=16.25/? ? n? B=15mm,da=31/wn,Da=44nun,a3=12.5mm。 所以轴段直径为25mm,即4=4=25〃〃〃,长度应略小于轴承内圈宽度15mm,取为/=品=13mm。 ③轴段③,其内径4=4=31〃〃〃。 左端联轴器右端面距离短 盖取30m%加上轴承宽度和端盖宽度,轴段长度定为65.25mm。 ④轴段⑤,直径为4=23〃? 〃? ,M«32.9mm, △i==o齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面按齿轮 结构需取56nlln,轴与齿轮配合段比齿轮轮毂孔略短,差值为 4=20mm 4=50mm d2=d4=25mm 1^=L4=\3mm “=31mm d5=23〃〃% L5=75.5mm 0.75mmoJ=56+A,+c+T—L4—0.75=75.5mm0 ⑤轴段③和①的长度,轴承端盖凸厚度功=1窈〃〃,取联轴器 毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10〃〃〃,轴承左端面距轴承安装面距离为乙=25.5〃加,取①轴段端面与连轴器左端面距离为 1.75mm,则有L1=Z1K+K+Bd+/4+T-L2-1.75=100〃〃〃。 小齿轮 受力作用点与右端轴承对轴作用点间距为 /3=M+△]+c+“3=63.4〃〃〃,则两轴承对轴的力作用点间距距离为 匕=(2~2.5月=126.8~158.5〃〃〃,右=/2+2ay—2T=119.3~151/n/n 取区=125〃〃〃==132.5〃〃〃在其取值范围内,为合格。 4=100〃加7 /3=63.4〃〃〃b=\32.5nun/]=Sbnuri4=125〃〃〃 52 乙=6+右一7+%f1・75=86〃〃〃 2 ⑥零件的周向定位 查[1]表14-24得 左端半联轴器定位用A型平键,宽度为6n皿,长度略小于轴段, <45mm,选取键6x45GB/T1096-1990, 右端小齿轮定位用A型平键,宽度为8m%长度略小于轴段,取 63mm,选取键8x63GB/T1096-19900 (5)求轴上的载荷 载荷 水平面H(轴承1) 垂直面V(轴承2) 支反力R Ri〃=96.5N,凡〃=35L25N RIV=353.6N,=10925N 总支承反力 Ri=366.5N &=U47.6N a截面弯矩% =-12786.25^-n mMaV=4685.2N-mm b截面弯矩此 MbH=3370.42N-mm Mhv=62434.3N・〃im 总弯矩 Mfl=^49699.52+10611&32=47085.7N•mm M产3370.42N・nun 扭矩T T、=28890N・mm 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图 图3高通轴的结构构想图 Mv 12786.25Nmm 4685.2Nnn MH.^_<-T>TT~rTTTTTTTTTTTmTTrTTTTTTTr-rT- 轴的强度满足 要求 键连接强度足 够 T=28890Nhn ⑹按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知,a截面为应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式15-5及以上数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取2=0.6,轴的计算应力 =\"一一‘"一=W.5MPa 查⑶表15-1得/b»/=60M&,因此々,V[b_J,强度满足要 求。 ⑺校核键连接的强度 联轴器处键连接的挤压应力为0>=也=24.7〃4;d{hl 齿轮处键连接的挤压应力为bp】=1=13.IMP” md5hl 取键、轴及带轮的材料都为钢,由表得[外=125~150Mpm<[b]p,强度足够。 ⑻①校核轴承寿命 计算轴承的轴向力: 查表得30205轴承的 Cr=32200N,Gr=37000N,e=0.37,r=1.6o则轴承1、2的 内部轴向力分别为 旦=2^2=1145% 2Y2x1.6 _^_=H47: 6=3586/v -2Y2x1.6 外部轴向力A=86.2N,各轴向力方向如图6所示,则 §2+A=358.6+86.2=444.8N>S] 则两轴承的轴向力分别为 %=S? +A=444.8N 工2=$2=358.6N ②计算当量动载荷因为工J4=444.8/366.5=1.2>e,轴承1 的当量动载荷为 6=0.4a+1.6工1=0.4x366.5+1.6x444.8=858.28N 因为=358.6/1147.6=0.31<^,轴承2的当量动载荷为 P2=R2=1M7.6N 因为耳<6,故只需校核轴承2,P=6。 轴承在100°C一下工作,查表得人=ljp=1.5。 ③校核轴承寿命轴承2的寿命为 106frCv106320002/ L,=(——尸=(尸h=19696l.Oh 60/7)fPP60x14401.5x1147.6 减速器预期寿命为: 4,=2x8x250x10/2=40000/? Lh>Lh,故轴承寿命足够。 2.4.2、中间轴的设计与计算 ⑴轴上的功率%=4.14kW,转速均产488.14)加〃,锥齿轮大端分度圆直径由=272〃〃〃,其齿宽中点
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