机械设计课程设计(带皮)二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器Word下载.doc
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第三章轴的结构设计和计算…………………………………….….....……...12
3.1轴的结构设计…………………………….……….……………….…….….…...12
3.2中间轴的校核..……..............................................................................................16
第四章联轴器的选择与计算…….....................................................................21
4.1联轴器的选择和结构设计....................................................................................21
4.2联轴器的校核........................................................................................................21
第五章键联接的选择与计算.............................................................................22
第六章滚动轴承的选择与计算........................................................................23
第七章润滑和密封方式的选择………………………………………............24
7.1齿轮润滑 ……………………………………………………….……………….24
7.2滚动轴承的润滑……………………………………………………….……..….25
第八章箱体及附件的结构设计和选择……………….…………….……....26
8.1减速器箱体的结构设计……….………………….….........................................26
8.2减速器的附件……………………………………….……………………......…27
设计小结……………………………………………………………………....……..34
参考资料……………………………………………………………………...……...35
一、电动机的选择
1.电动机的选择
1.1电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
1.1电动机功率的选择
根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为:
44.7624r/min
工作机所需要的有效功率为:
2.0155kW
为了计算电动机的所需功率,先要确定从电动机到工作机之间的总效率。
设为弹性联轴器效率为0.99,为齿轮传动(8级)的效率为0.97,为滚动轴承传动效率为0.98,为滚筒的效率为0.96。
则传动装置的总效率为:
0.8166
电动机所需的功率为:
2.0155/0.8166=2.4682kW
在机械传动中常用同步转速为1500r/min和1000r/min的两种电动机,根据电动机所需功率和同步转速,由[2]P148表16-1查得电动机技术数据及计算总传动比如表3-1所示。
表3-1电动机技术数据及计算总传动比
方案
型号
额定功率
(kW)
转速(r/min)
质量
Kg
参考价格
(元)
总传动比
同步
满载
1
Y100L2-4
3
1500
1420
38
584.00
31.7231
2
Y132S-6
1000
960
63
821.00
21.4466
把这两种方案进行比较,方案1电动机质量最小,价格便宜,但是总传动比大,传动装置外廓尺寸大,制造成本高,结构不紧凑故不可取,为了能合理地分配传动比,使传动装置结构紧凑,综合考虑两种可选方案后,选择方案2比较合适。
选用方案2电动机型号Y132S-6,根据[2]P149表16-2查得电动机的主要参数如表3-2所示。
表3-2Y132S-6电动机主要参数
型号
中心高H/mm
轴伸/mm
总长L/mm
470
2.装置运动及动力参数计算
2.1传动装置总传动比和分配各级传动比
根据电动机的满载转速和滚筒转速可算出传动装置总传动比为:
960/44.785=21.4466
双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为:
①高速级的传动比为:
===5.2802
②低速级的传动比为:
=/=21.4466/5.2802=4.0617
2.2传动装置的运动和动力参数计算:
a)各轴的转速计算:
==960r/min
=/=960/5.2802=181.8111r/min
=/=181.856/4.0617=44.7624r/min
==44.7624r/min
b)各轴的输入功率计算:
==2.46940.99=2.4436kW
==2.44360.97kW
==2.32290.970.98=2.2081kW
==2.20810.980.99=2.1423kW
c)各轴的输入转矩计算:
=955095502.4436/960=24.3084N·
m
=955095502.3229/181.8111=122.0126N·
=955095502.2081/44.7624=471.0965N·
=955095502.1423/44.7624=457.0578N·
由以上数据得各轴运动及动力参数见表3-1。
3-1各轴运动及动力参数
轴号
转速
n/(r/min)
功率P/kW
转矩T/N.mm
传动比
960.0000
2.4436
24.3084
5.2789
181.8111
2.3229
122.0126
4.0617
44.7624
2.2081
471.0965
1.0000
4
2.1423
457.0578
二、传动零件的设计计算
斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。
标准结构参数压力角,齿顶高系数,顶隙系数。
1.高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1)选择齿轮材料及热处理方式:
由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高,载荷不大的中低速场合。
根据设计要求现选软齿面组合:
根据[1]P102表8-1得:
小齿轮选择45钢调质,HBS=217~255;
大齿轮选择45钢常化,HBS=162~217;
此时两齿轮最小硬度差为217-162=55;
比希望值略小些,可以初步试算。
2)齿数的选择:
现为软齿面齿轮,齿数以比根切齿数较多为宜,初选
=24
==5.278924=126.7249
取大齿轮齿数=127,则齿数比(即实际传动比)为=/=127/24=5.2917。
与原要求仅差(5.2917-5.2789)/5.2917=0.2166%,故可以满足要求。
3)选择螺旋角β:
按经验,8°
<
20°
现初选=13°
4)计算当量齿数,查齿形系数:
z=z/cosβ=24/cos13°
=25.9441
z=z/cosβ=122/cos13°
=135.2878
由[1]P111表8-8线性差值求得:
5)选择齿宽系数:
由于减速器为展开式双级齿轮传动,所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构,故齿宽系数不宜选得过大,参考[1]表8-5,选择为0.7~1.15,现选=0.9
6)选择载荷系数:
参考[1]P106表8-3,由齿轮承受中等冲击载荷,选载荷系数K为1.2~1.6。
取K=1.3。
7)计算I号齿轮轴上的扭矩TI:
24308.3820N·
8)计算几何参数:
tg=tg/cos=tg20°
/cos13°
=0.3735
=20.4829°
=
sin=sincos==sin13°
cos20°
=0.2114
=12.2035°
=1.6742
=1/z1tg=1/3.141590.924tg13°
=1.5873
9)按齿面接触疲劳强度设计:
区域系数:
2.4420
弹性影响系数:
Z=189.8
由[1]P109表8-6取安全系数S=1.0
许用接触应力:
小齿轮分度圆直径:
计算法面模数m
m=cosd/z=cos13°
34.9323/24=1.4182mm
10)按齿根弯曲疲劳强度设计:
计算螺旋角系数Y,因=1.6238>
1,按=1计算得:
Y=1-=1-1=0.9981
计算齿形系数与许用应力之比值:
Y/[]=2.7380/148.9744=0.0184
Y/[]=2.1424/137.1795=0.0156
由于Y/[]较大,用小齿轮的参数Y/[]代入公式,计算齿轮所需的法面模数:
11)决定模数
由于设计的是软齿面闭式齿轮传动,其主要失效是齿面疲劳点蚀,若模数过小,也可能发生轮齿疲劳折断。
所以对比两次求出的结果,按接触疲劳强度所需的模数较大,齿轮易于发生点蚀破坏,即应以mn≥1.3693mm为准。
根据标准模数表,暂定模数为:
m=2.0mm
12)初算中心距:
2.0(24+127)/2cos12°
=154.9719mm
标准化后取a=155mm
13)修正螺旋角β
按标准中心距修正β:
14)计算端面模数:
15)计算传动的其他尺寸:
16)计算齿面上的载荷:
17)选择精度等级
齿轮的圆周转速:
2.4767m/s
对照[1]P107表8-4,因运输机为一般通用机械,故选齿轮精度等级为8级是合宜的。
18)齿轮图:
2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算
=31
==4.0617231=125.9126
取大齿轮齿数z=126,则齿数比(即实际传动比)为=z/z1=126/31=4.0645。
与原要求仅差(4.0645-4.0617)/4.0645=0.5343%,故可以满足要求。
现初选
=11°
z=1/cos=31/cos11°
=32.7734
z=/cos=101/cos10°
=133.2081
由于减速器为展开式双级齿轮传动,所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构,故齿宽系数不宜选得过大,参考[1]表8-5,选择为0.7~1.15,现选=0.95
7)计算II号齿轮轴上的扭矩TII:
122012.5886N·
/cos11°
=0.3708
=20.3439°
sin=sincos=sin11°
=0.1793
=10.3291°
=1.7200
=1/z1tg=1/3.141590.9531tg11°
=1.8222
Z==2.4569
Z=189.8
K=1 =501.3333MPaS=1.0
计算法面模数m:
m=cosd/z=cos11°
59.3720/31=1.8800mm
10)按齿根弯曲疲劳强度设计:
计算螺旋角系数Y,因=1.9181>
Y=1-=1-1=0.9984
Y/[]=2.597/148.9744=0.0172
Y/[]=2.177/137.1795=0.0156
由于Y/[]较大,用大齿轮的参数Y/[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数:
11)按接触强度决定模数值,取
a=m(z1+z)/2cos=2.0(231+126)/2cos11°
=159.9385mm
标准化后取a=160mm
13)修正螺旋角β:
齿轮的主要参数
高速级
低速级
齿数
24
127
31
126
中心距
155
160
法面模数
2.0
端面模数
2.0530
2.0382
螺旋角
法面压力角
端面压力角
齿宽b
52
44
68
60
齿根高系数标准值
齿顶高系数
0.9742
0.9813
齿顶系数标准值
0.25
当量齿数
25.9441
137.2878
32.7734
133.2081
分度圆直径
49.2715
260.7285
63.1847
256.8153
齿顶高
齿根高
2.5
齿全高
4.5
齿顶圆直径
53.2715
264.7285
67.1847
260.8153
齿根圆直径
44.2715
255.7285
58.1847
251.8153
基圆直径
46
245
59
241
三、轴的结构设计和计算
轴是组成机械的主要零件,它支撑其他回转件并传递转矩,同时它又通过轴承和机架连接。
所有轴上零件都围绕轴心做回转运动,形成一个以轴为基准的组合体——轴系部件。
1>
轴的结构设计
1高速轴:
1.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2,取A=112
考虑到该轴段截面上有一个键槽,增大5%,即
dmin=15.2922(1+5%)=16.0568mm
减速器高速轴外伸端用联轴器与电动机相连,外伸端轴径用电动机轴直径D估算:
d=(0.8~1.2)D=(0.8~1.2)38=30.4mm
圆整后
为了使所选的外伸端轴径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器:
由于轴的转速较高且稍有冲击,为了减小进去载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,由于弹性柱销联轴器结构简单、安装方便、耐久性好,故选用弹性柱销联轴器。
选择联轴器的型号:
联轴器的计算转矩T=,查[1]P193表11—1,取=1.5,则
T==1=1.524308.3820=36462.5731N.mm
由[2]P131表13-7选联轴器型号为HL3,联轴器的许用转矩[T]=630Nm,半联轴器的外孔径d=30mm,故取与输入轴相连处d1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm(J型孔),与轴段连接处长度L=60mm.
1.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1)考虑联轴器的定位要求,1—2轴段需定位轴肩,取轴肩高度h=2.25mm(h>
0.07d),则d=34.5mm;
联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位,由[3]P207表7-6按轴端直径取挡圈直径D=38。
半联轴器与轴配合长度L=60mm,为了保证轴端挡圈压紧半联轴器,故1-2轴段的长度应比L略短一些,故L1-2=58mm
2)轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩,故d2-3=35mm。
轴承端盖的总宽度为38mm(由减速器及轴承端盖的结构设计决定)。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=56mm。
3)初步选择滚动轴承,由于主要承受径向载荷,所以选用深沟球轴承,故选择深沟球轴承,取安装轴承段直径d=d=35mm,由[3]P252表8-23选取6207型深沟球轴承,其尺寸为,其内径,外径,宽度,安装尺寸,。
4)对4-5段,由中间轴可知L=89mm,由轴肩定位可得d=42mm。
5)取安装齿轮处的轴段5-6的直径,由于高速级齿轮df1=44.2715,则取d5-6=44mm,由于高速轴为齿轮轴,所以齿轮的右端无须轴肩定位,L5-6=56mm。
6)取小齿轮距箱体内壁的距离Δ=8mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置应距箱体内壁一段距离s,现取s=5mm,则L=Δ+s=8+5=13mm,右端轴承的轴肩定位从手册中查得6207型的安装尺寸,因此d6-7=42mm。
2中间轴:
2.1初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理。
2.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1)初步选择滚动轴承。
由于主要承受径向载荷,所以选用深沟球轴承,取安装轴承段直径d1-2=d7-8=40mm,选取6208型深沟球轴承,其尺寸为,,安装尺寸47mm,73mm。
轴段L1-2=L7-8=18mm.
2)由于轴承的安装尺寸47mm,现取d2-3=47mm,低速级小齿轮距箱体内壁的距离Δ=10mm,由于已选择油润滑,所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s,现取s=5mm,则L2-3=Δ+s=10+5=15mm
3)由于低速级小齿轮df3=58.1847,则取d3-4=58mm,由于高速轴为齿轮轴,所以齿轮的右端无须轴肩定位,由于低速级小齿轮齿宽为68mm,所以L3-4=68mm。
4)中间轴的两齿轮间轴段4-5的直径d4-5=54mm,L4-5=12mm。
5)取安装齿轮处的轴段5-6的直径d5-6=46mm,由于高速级大齿轮的轮毂宽为44mm,且由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,故取L5-6=42mm。
6)高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14mm,由于已选择油润滑,所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s,取s=5mm,由于高速级大齿轮左端与轴承右端之间采用套筒定位,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,故取L6-7=19.5mm,d6-7=40mm。
3低速轴:
3.1初步确定轴的最小直径
按扭转强度法估算轴的直径,由[1]P207表12—2,取A=116
输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。
为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器。
联轴器的计算转矩T=,查[1]P193表11—1,取=1.5,则
T==3=1.5471096.4988=706644.7482N.mm
根据工作要求,选用弹性柱销联轴器,由[2]P131表13-7选联轴器型号为HL4,联轴器的许用转矩[T]=1250Nm,半联轴器的外孔径d=40mm,故取与输出轴相连处d1-2=40mm,半联轴器长度L=112mm(J型孔),与轴段长度L=84mm.
3.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1)考虑联轴器的定位要求,1—2轴段需定位轴肩,取轴肩高度h=3mm,则d=46mm;
联轴器左端用螺栓紧固轴端挡圈定位,由[3]P207表7-6按轴端直径取挡圈直径D=50;
半联轴器与轴配合长度L=84mm,为了保证轴端挡圈压紧半联轴器,故1-2轴段的长度应比L略短一些,故L1-2=82mm
2)轴段2-3的直径需对1-2轴段有定位轴肩,故d2-3=48mm。
轴承端盖的总宽度为35mm(由减速器及轴承端盖的结构设计决定),根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=18mm,故取L=53mm。
3)初步选择滚动轴承。
因轴承受径向载荷较大,故选择深沟球轴承,取安装轴承段直径d=d8-9=50mm,选取6210型深沟球轴承,其尺寸为,,轴段L=L8-9=20mm。
4)对4-4'段,查得手册6210型深沟球轴承的定位轴肩高度为h=3.5mm,取d4-4'=57mm,L4-4'=7mm。
对4'-5轴段,d4'-5=48mm,由中间轴可知L4'-5=65mm,对5-6轴段,为右侧齿轮的定位轴肩,取d5-6=65mm,L5-6=7mm。
5)取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=57mm,由于低速级大齿轮的轮毂宽为60mm,且由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,故取L6-7=58mm。
6)低
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