机械设计课程设计二级圆锥 圆柱齿轮减速器设计.docx
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机械设计课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器设计
设计计算及说明结果
一、设计任务书
1.1传动方案示意图
1.2原始数据
传送带拉力F(N)
传送带速度V(m/s)
滚筒直径D(mr)
2500
1.6
280
1.3工作条件
三班制,使用年限为10年,连续单向于运转,载荷平稳,小批量生产,运输链速度允许误差为链速度的5%。
1.4工作量
1、传动系统方案的分析;
2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;
3、传动零件的设计计算;
4、轴的设计计算;
5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核;
6、键联接和联轴器的选择及校核;
7、减速器箱体,润滑及附件的设计;
8、装配图和零件图的设计;
9、设计小结;
10、参考文献;
二、传动系统方案的分析
传动方案见图一,其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小,传动效率高,适用在恶劣环境下长期工作,虽然所用的锥齿轮比较贵,但此方案是最合理的。
其减速器的传动比为8-15,用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。
三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算
结果
设计计算及说明
3.1电动机的选择
1、电动机类型选择:
选择电动机的类型为三相异步电动机,额定电压交流380V。
2、电动机容量选择:
(1)工作机所需功率Pw=FV/10003
F=2500N
F-工作机阻力
V=1.6m/s
v-工作机线速度
-3工作机效率可取0.96
(2)电动机输出功率Pd
考虑传动装置的功率损耗,电动机的输出功率为
Pd=Pw/a
a为从电动机到工作机主动轴之间的总效率,即
a12345=0.833
=0.833
1-滚动轴承传动效率取0.992-圆锥齿轮传动效率取0.95
-3圆柱齿轮传动效率取0.97-4联轴器效率取0.99
5-卷筒效率取0.96
Pd=FV/10003»2500巧仏。
0.960.833如
Pd=5kw
(3)确定电动机的额定功率Fed
因载荷平稳,电动机额定功率P.d略大于Pd即可。
所以可以暂定电动机的额
Ped=5.5kw
定功率为5.5KW。
3、确定电动机转速
卷筒工作转速
nw=60X1000V/nD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min
nw=109.2
由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15,故电动机的转速的可选
r/min
范围为
11
九1—nd2=(8-15)nw=873.6—1638r/min。
可见同步转速为1000r/min,1500r/min的电动机都符合,这里初选同步转
速为1000r/min,1500r/min的两种电动机进行比较,而转速越高总传动比越大
传动装置的结构会越大,成本越高。
所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、
重量、价格及总传动比。
i1=2.2
i2=4
n=960
nn=436.36nivn皿
=109.2r/min
P=4.95kw
PII=4.65kw
Piii=4.47kw
PIV=4.38kw
表2电动机方案比较表(指导书表19-1)
万案
电动机型号
额定功率
(kw)
电动机转速(r/min)
电动机质量
(kg)
传动装置总传动比
同步
满载
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
73
8.79
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
13.19
由表中数据可知,方案1的总传动比小,传种装置结构尺寸小,因此可采用选Y132M2-6方案1,选定电动机型号为Y132M2-6型电动机
3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1、传动装置总传动比
inm/nw=960/109.2=8.79
2、分配各级传动比
高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i10.25,低速级为圆柱齿轮传动其传
动比可大些。
所以可取
”=2.2i2=4
3.3计算传动装置的运动和动力参数
1、各轴的转速(各轴的标号均已在图中标出)
n=nm/i0=960r/min
nn=n/i1=960/202=436.36r/min
n皿=g/i2=436.36/4=109.2r/min
nivn皿=109.2r/min
2、各轴输入功率
P
Ped
if=4.95kw
Pi
Pi
1.2=4.655kw
Pii
Pii
23=4.47kw
PIV=PIII.n.n=4.38kw
3、各轴转矩TI9550PL=49.24N.m
5
Tii
9550
Pii
=101.88N.m
Tiii
9550
Piii
n川
=390.92N.m
Tiv
9550
Piv
n、/
=383.04N.M
将计算结果汇总列表如下
表3轴的运动及动力参数
项目
电动机轴
高速级轴1
中间轴II
低速级轴
III
工作机轴
IV
转速
(r/min)
960
960
436.36
109.2
109.2
功率(kw)
5
4.95
4.655
4.47
4.382
转矩
(Nm)
49.76
49.24
101.88
390.92
383.04
传动比
1
2.2
4.0
1
效率
0.99
0.94
0.96
0.98
四、传动零件的设计计算
4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》
小齿轮:
40Cr(调质)
280HBS大齿轮:
45钢(调质)
240HBS
7级精度
已知输入功率为R|=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。
工作寿命10年(设每年工作300天),三班制,带式输送,工作平稳,转向不变。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度。
(GB10095-88)
(2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS
(3)选小齿轮齿数Z122,则大齿轮齿数Z24z188初选螺旋角
14。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
设计计算及说明
结果
3
爭t「U1(ZhZe)2
\du'[hr
(1)确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数kti=i.6
kt1=1.6
2)查教材图表(图10-30)选取区域系数ZH=2.435
ZH=2.435
3)查教材表
1
10-6选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2
ZE=189.8
4)查教材图表(图10-26)得a1=0.765a2=0.88a
a1a2=1.645
5)由教材公式10-13计算应力值环数
a=1.645
9
N1=60nJg=60x436.36x1X(3X8x300x10)=1.885x10h
N
2=0.471X109h
K1=0.9
6)查教材10-19图得:
K1=0.9K2=0.95
K2=0.95
7)查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MpaHim2
550Mpa
Hlim1650
8)由教材表
10-7查得齿宽系数d=1
Mpa
Hlim2550
5
9)小齿轮传递的转矩丁1=95.5x10xP2/n2=9550X4655/436.36=101.88N.m
Mpa
10)齿轮的接触疲劳强度极限:
取失效概率为1%,安全系数
S=1,应用公式(10-12)
d=1
得:
T=101.88N.m
IZ
[H]1=HN1Hlim1=0.9x650=585MPa
S
[H]2=
K
HN2Hlim2=0.95x550=522.5MPa
S
许用接触应力为
H
[h]([
H]1[h]2)/2553.75MPa
553.75MPa
(2)设计计算
1)按式计算小齿轮分度圆直径d1t
3
d1t
3
i'2KtT1u1(ZhZe)2
YdU([h])
‘21.610.18810452.435189.8、2
55.67mm
=\
2)计算圆周速
()
11.6454553.75
击囱\/d1tn1彳
V=1.27m/
里度V1.27m/s
601000
3)计算齿宽b及模数mnt
结果
b=dd1t=1.5567=55.67mm
mnt=
d1tcos
乙
55.67cos14
22
2.455mm
4)计算齿宽与咼之比b
齿高h=2.25mnt=2.25X2.455=5.24mm
b=55.67=10.62
h.5.24
5)计算纵向重合度=0.318d乙tan3=0.318X1X22tan14=1.744
6)计算载荷系数K
系数Ka=1,根据V=1.27m/s,7级精度查图表(图10-8)得动载系数Kv=1.08
查教材图表(表10-3)得齿间载荷分布系数KhKf=1.4
由教材图表(表10-4)查得Kh1=1.420
查教材图表(图10-13)得Kf1=1.32
所以载荷系数
KKaKvKhKh=2.147
7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1
3
」」R2.147
ddt3=55.6761.4mm
\Kt';.1.6
8)计算模数mn1
mn=
d1cos
乙
61.4cos14
22
2.7mm
mnt=2.455
b山=10.62
=1.744
KhKf
=1.4
Kh1=1.420
Kf1=1.32
d1=61.4mm
mn1=2.7mm
、按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式mn>
2KT1Ycos2YfYs
dZ21a
(肯)设计
(1)确定公式内各计算数值
1)计算载荷系数KKaKvKfKf=1.99
2)根据纵向重合度=1.744查教材图表(图10-28)查得螺旋影响系数Y=0.88
3)计算当量齿数
Zv1=24.08
Zv1Z1cos=^4.08
设计计算及说明
ZV2Z2/cos388/cos314=96.33
4)查取齿形系数查教材图表(表10-5)Yf1=2.6476,Yf2=2.18734
5)查取应力校正系数查教材图表(表10-5)YS1=1.5808,YS2=1.78633
6)查教材图表(图10-20C)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=520MPa,大齿
轮弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa。
查教材图表(图10-18)取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85
KFN2=0.88
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数
S=1.4,由式
KfNFE/口F-NT"得
KFN1FF1
小一厂
0.85520
315.71
KfN2FF2
F]2=S
计算大、小齿轮的
济尺1
[f]1
1.4
0.88400
1.4
251.43
结果
Zv2=96.33
Yf1=2.6474
Yf2=2.187
Ys1=1.5808
Ys2=1.7863
Kfn1=0.85
Kfn2=0.88
fe1=315.7
FE2=251.4
YfYs
,并加以比较
F
2.64761.58080.01326
315.71
mn=2mm
乙=30
2.187341.786330.01554大齿轮的数值大.选用.
(2)设计计算
1)计算模数
3
21.9910.1881040.88cos2140.01554
min2mm1.87mm
1221.645
对比计算结果,由齿面接触疲劳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,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅取决于齿轮直径。
按GB/T1357-1987
圆整为标准模数,取叫=2mn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d1=61.4mm来计算应有的齿数.
614cos14
2)计算齿数z1=6.=29.78取z1=30那么z2=4X30=120Z2=120
mn
设计计算及说明结果
4、几何尺寸计算
(1)计算中心距
1)齿顶圆直径为66mm采用实心结构
结果
(5)结构设计
小齿轮(齿轮
大齿轮(齿轮2)齿顶圆直径为252mm
丄"IMF-
■l35.
删创HiM
in
TH
HW
图二、斜齿圆柱齿轮
设计计算及说明
4.2直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版)
》)
已知输入功率为R=4.95kw、小齿轮转速为n=436.36r/min、
齿数比为2.2
由电动机驱动。
工作寿命10年(设每年工作300天),三班制,带式输送,
工作
平稳,转向不变。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器,其速度不高,故选用
7
级精度
(GB10095-88)
(2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1小齿轮材料可选为
40Cr(调质),
硬度为280HBS大齿轮材料取45钢(调质),硬度为240HBS二者
材料硬度相差
40HBS
Zi
25
(3)选小齿轮齿数乙25,则大齿轮齿数Z22.2Z155
2、按齿面接触疲劳强度设计
Z2
55
设计计算公式:
3
d、292Ze2K「
d1t尸2.92*2
\Fr(10.5r)u
(1)、确定公式内的各计算值
1)试选载荷系数kt1=1.8
kti=1.8
2)小齿轮传递的转矩Ti=95.5X105XR/山=49.24KN.Mm
3)取齿宽系数r0.35
R
0.35
4)查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlimi650Mpa大齿轮的
接触疲劳极限Him2550Mpa
i
5)查表10-6选取弹性影响系数Ze=189.8MPa2
6)由教材公式10-13计算应力值环数
N1=60nJL,=60X960X1X(3X8X300X10=4.1472X10
9h
N2=0.471X109h
7)查教材10-19图得:
K1=0.89K2=0.9
KhN1
0.89
8)齿轮的接触疲劳强度极限:
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式(
10-12)
K
2=0.9
得:
[H
]1=
[H]1=KhN1Hlim1=0.89X650=578.5MPa
S
578.5MPa
结果
设计及设计说明
[h]2=KhN2Hlim2=0.9X550=495MPa
S
(2)设计计算
[h]2=495
MPa
1)
试算小齿轮的分度圆直径,带入H中的较小值得
2
』ccc」189.81.84920
0Q031QR99mm
d1t=85.22mm
"ItJ亠J]
\4950.351
2
0.50.352.2
2)
计算圆周速度v
V*2428m/s
V=4.28m/s
601000
3)
计算载荷系数
Kv=1.15
系数Ka=1,根据V=4.28m/s,7级精度查图表(图10-8)得动载糸数
查图表(表10-3)得齿间载荷分布系数KhKf=1
b1.25的
根据大齿轮两端支撑,小齿轮悬臂布置查表10-9得KHbB
KhbKf3=1.5X1.25=1.875
得载荷系数KKAKVKHKh
=2.156
K=2.156
4)
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得
」」|kcuCC°|2.156d质=85・22彳1.8
90.5mm
5)
计算模数M
md190.503.62mm
Z125
Mt=3.62mm
3
、按齿根弯曲疲劳强度设计
设计公式:
3
m―4KT1
YFaYSa
Vr(10.5只)2乙2存'
1F
(1)确定公式内各计算数值
1)
计算载荷系数KKaKvKfKf
=1X1.15X1X1.875=2.159
K=2.159
2)
计算当量齿数
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算
(2)设计计算
3
42.156492400.016107
mJ2i=—mm
.0.3510.50.352522.221
取M=2.75mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度
计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,取决于齿轮直径。
按GB/T1357-1987圆整为标准
模数,取m=2.75mm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d1=90.50mm来计算应有的齿数
结果
设计及设计说明
(6)bRR=38.37圆整取B2=36mmB1=41mm
Bt=41mm
(7)机构设计B2=36mm小锥齿轮(齿轮1)大端齿顶圆直径为95.76mm采用实心结构其零件图如下
(8)
大锥齿轮(齿轮2)大端齿顶圆直径为203mm采用腹板式结构
图三、直齿锥齿轮
5.1输入轴(I轴)的设计
1、求输入轴上的功率Pi、转速n和转矩£
Pi=4.95kwn=960r/minTi=49.24N.M
2、求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为
dmidi(10.5r)74.87mm
Ft=1315.35N
Fr=436.25N
Fa=197.19N
则Ft2%打2492%4.871315.35N
FrFt.tan20cos1436.25N
FFt.tan20sin1197.19N
圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示
—F-
F
厂N7■
rmm
Fl/
—丁「口]1
一--广
L、i-l
MI
117
LLU丄丄丄丄穆
MX/1
图四、输入轴载荷图
3、初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计
(第八版)》表15-3,取Ao112,得
结果
设计计算及说明
输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴
《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取Ka1.3,则
TeaKAT2=i.3X49.24=64012N.Mm
dDT40mm90mm25.25mm所以d3440mm而L34=25.25mm
设计计算及说明
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程设计》表13-1查得30308
型轴承的定位轴肩高度da49mm,因此取d4549mm
3)取安装齿轮处的轴段67的直径d6735mm;为使套筒可靠地压紧轴承,56
段应略短于轴承宽度,故取l56=24mmd5640mm
4)轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的
要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离I30mm,取L23=50mm
5)锥齿轮轮毂宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L6761mm由于
Lb2La,故取l4598mm
(3)轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按d6735mm由《机械设计(第八版)》表
6-1
查得平键截面bh10mm8mm,键槽用键槽铳刀加工,长为45mm同时为保
证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7;同样,半
n6
联轴器处平键截面为bhl10mm8mm50mm与轴的配合为H7;滚动
k6
轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为k5。
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
L34=25.25mm
结果
d4549mm
d6735mm
L56=24mm,
d5640mm
L23=50mm
L6761mm
L4598mm
取轴端倒角为245,轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。
5、求轴上的载荷
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