两级圆柱齿轮减速器设计说明书Word文档下载推荐.doc
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6
7
8
立轴所需扭矩
T()
1100
1000
950
900
立轴转速n()
30
32
36
40
以方案4的数据进行设计
三、传动方案的拟定及说明
1.机构类型
采用两级圆柱齿轮展开式i=8~60。
一般采用斜齿轮,低速也可以用直齿轮;
总传动比大,结构简单,要求轴有较大的刚度。
2.传动布置
将两级圆柱齿轮减速器布置在高速级,以减少闭式传动的外廓尺寸,降低成本;
将开式锥齿轮放置在低速级,减小磨损。
3.择优选择
图2-1
四、电动机的选择
1.电动机的类型
常用封闭式Y(IP44)系列
2.选择容量
(1)工作机所需功率
由《机械设计课程设计指导书》式(2-1)
(2)电动机输出功率
由《机械设计课程设计指导书》式(2-4)
由《机械设计课程设计指导书》式(2-5)
由《机械设计课程设计指导书》表2-4
(3)确定电动机额定功率
由《机械设计课程设计指导书》表2-5
3.选择转速
由《机械设计课程设计指导书》式(2-6)
由《机械设计课程设计指导书》表2-1
4.确定电动机型号
由《机械设计课程设计指导书》表2-5,根据电机的转速范围,可选同步转速为或和的电机,现就两种电机方案进行比较,列表如下:
(表2)
电动机型号
额定功率kw
电机转速
电动机
质量
传动装置传动比
同步
满载
1
Y132S1-2
5.5
3000
2900
64
96.67
24.17
Y132S-4
1500
1400
68
48
12
Y132m2-6
960
84
方案1传动比较小,所以选用电动机型号为Y132S-4
五、传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.总传动比
由《机械设计课程设计指导书》式(2-7)
2.分配传动比
由《机械设计课程设计指导书》式(2-8)
1.各轴转速n()
由《机械设计课程设计指导书》式(2-9)
2.各轴输入功率P(Kw)
由《机械设计课程设计指导书》式(2-10)
各轴间传递效率:
==0.99==0.9603
==0.9603
3.各轴输入转矩T()
由《机械设计课程设计指导书》式(2-11)
0轴:
I轴:
II轴:
III轴:
(2)按齿面接触强度设计
由《机械设计》式(10—9a)进行试算,即
1)确定公式内各计算数值
a.试选择载荷系数
b.小齿轮1传递转矩
c.由《机械设计》表10-7,选取齿宽系数。
d.由《机械设计》表10-6,查得材料的弹性影响系数。
e.由《机械设计》图10-21(d),按齿面硬度查得接触疲劳强度极限。
f.由《机械设计》式(10-13)计算应力循环次数。
g.由《机械设计》图10-19,查得接触疲劳寿命系数
h.计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
由《机械设计》式(10—12)
2)设计计算
a.计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值
b.计算圆周速度
c.计算齿宽
d.计算齿宽与齿高之比
模数
齿高
e.计算载荷系数
根据,7级精度。
由《机械设计》图10-8,查得动载荷系数;
由《机械设计》表10-2,查得使用系数;
由《机械设计》表10-4,线性插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置齿向载荷分布系数;
由《机械设计》图10-13得;
f.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
由《机械设计》式(10-10a)
g.计算模数
(3)按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》式(10-5)
1)确定公式内的各计算数值
a.由《机械设计》图10-20c,查得齿轮的弯曲疲劳强度极限;
b.由《机械设计》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
c.算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.5,
由《机械设计》式(10-12)
d.计算载荷系数K
e.查取齿形系数
由《机械设计》表10-5可查得
f.查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5可查得
g.计算大小齿轮的并加以比较
故载荷系数
小齿轮的数值大
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数,并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出齿轮齿数
这样计算出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(4)几何尺寸计算
1)计算分度圆直径
2)计算中心距
3)计算齿轮宽度
2.低速级齿轮传动设计计算
(1)选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数
1)选用直齿圆柱齿轮。
2)一般工作机器速度不高,7级精度(GB10095-88)。
3)小齿轮3材料为40Gr(调质),硬度为280HBS;
大齿轮4材料为45钢(调质),硬度为240HBS。
二者材料硬度相差40HBS。
4)选小齿轮3齿数;
大齿轮4齿数。
齿轮压力角α=20°
。
b.小齿轮3传递转矩
取失效概率为1%,安全系数S=1.2
由《机械设计》图10-13,查得齿向载荷分布系数;
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,
直齿轮
大齿轮4的数值大
综上:
(表4)
齿轮
项目
齿数z
18
72
33
99
模数(mm)
压力角(°
)
20°
分度圆直径(mm)
37.2
148.8
66
198
齿宽(mm)
45
71
七、轴的设计计算及校核
(一)输出轴(轴III)的设计计算及校核
1.功率、转速、转矩
由(表3)知
2.作用在齿轮上的力
由(表4)知,低速级大齿轮4的分度圆直径
3.初步确定轴的最小值径
由《机械设计》式(15-2)
选取轴的材料为45钢,调质处理
由《机械设计》表15-3,取
同时选取联轴器型号:
由《机械设计》表14-1
则联轴器的计算转矩
计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LT7弹性套柱销联轴器,其公称转矩。
半联轴器孔直,故取,半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度。
LT7弹性套柱销联轴器
4.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案
图7-1
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
A.为满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径;
右端用轴端挡圈固定,按轴径取挡圈直径D=55mm。
半联轴器与轴配合的孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些,现取。
B.初步选择滚动轴承。
因轴承几乎只受有径向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据,由机械设计手册,初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承32012,其尺寸为
,
因箱体制造误差,在安装滚动轴承时,因距箱体内壁一段距离s,取s=8mm。
故;
而。
右端轴承采用轴肩进行轴向定位,由手册查的6210型轴承的定位轴肩直径为,即。
C.取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径;
齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮縠的宽度为B4=71mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮縠宽度,故取。
齿轮的左端采取轴肩定位。
轴肩高度h>
0.07d,故取h=6mm,则轴环处的直径。
轴环宽度b1.4h,取。
D.轴承端盖总宽度20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm,故取。
E.考虑到齿轮2的宽度,齿轮2在齿轮4的右侧,取两者的距离c=15mm;
同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=12.5mm。
考虑到箱体的制造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体一段距离s,取s=8mm。
已知滚动轴承宽度B=20mm,则
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按由表6-1查的平键截面b×
h=20mm×
12mm,键槽用键槽铣刀加工,长L=56mm,同时为了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/n6;
同样,半联轴器与轴的连接,选用平键b×
h×
L=14mm×
9mm×
63mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,因此轴的直径尺寸公差为m6。
(4)确定轴上圆角和道教的尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为2×
45°
5.求轴上载荷
根据轴的结构图(图7-1)做出轴的载荷分布图,如图7-3所示。
由手册中查的32006型圆锥滚子轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。
因此,作为简支梁的轴的支承跨度,。
从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。
现将计算出的截面C处的、列于下表:
圆锥滚子轴承32012
(表5轴III载荷)
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
图7-3轴III载荷分析图
3.选取轴I、轴II的材料为45钢,调质处理。
根据表15—3,取于是可得
轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。
为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选联轴器型号。
联轴器的计算转矩。
查表14-1,考虑到转矩变化很小,取=1.2,则联轴器的计算转矩
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,同时根据电动机的轴径d=38mm,从中查得GICL2型联轴器的许用转矩为1120Nm,许用最大转速为4000r/min,轴径为20-38之间合用。
故选取轴I的最小直径=20mm。
(1)拟定轴上零件的装配方案
图7-4轴I结构及装配图
图7-5轴II结构及装配图
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
A.根据轴I、轴II的结构及安装图(图6)及其受力情况,选取轴I的轴承为32006圆锥滚子轴承,轴II的轴承为32006圆锥滚子轴承。
故轴I的直径:
=20mm,=24mm,=43mm,=30mm,=36mm,=38mm
故轴II的直径:
=30mm,=36mm,=36mm,=42mm,=30mm。
B.轴I的长度设计计算
由联轴器的周孔长度L=85,=35mm。
由轴I的结构与装配图,选取,=17mm。
齿轮轮毂长度=45mm,故取=42mm。
齿轮1与齿轮2啮合,即齿轮1的中心线与齿轮2的中心线重合。
齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=16mm。
故取==41mm。
=102mm。
C.轴II的长度设计计算
由轴II结构及装配图,取=45mm。
齿轮3轮毂长度=71mm,故取67mm,齿轮3与齿轮4啮合,故两齿轮中心线重合=10mm。
=36mm。
齿轮2端面到减速箱内壁距离s=12.5mm,故=45。
至此,已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。
绘制其载荷分布图如下:
图7-6轴I载荷分布图
求出轴I所受载荷,并列表如下:
(表6轴I载荷)
按弯扭合成校核轴的强度
由受力分析,只校核危险截面A的强度即可。
根据式15-5及表6中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
=15.3Mpa
因已选定轴的材料为45钢,调质处理。
查表15-1得。
因此,故安全。
图7-7轴II载荷分布图
求出轴II所受载荷,并列表如下:
(表7轴II载荷)
按弯扭合成校核轴的强度
由受力分析,只校核危险截面D的强度即可。
根据式15-5及表7中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
=11.16Mpa
八、键连接的选择及校核
一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求,应选用平键。
键的材料均选用钢。
键,轴和轮縠的材料都是钢,由机械设计书表6-2=100~120MPa,取中间值=110MPa。
据式6-1,校核各处键连接。
其中k=0.5h,h为建的高度。
圆头平键l=L-b,L为键的公称长度,b为键的宽度。
轴I,安装联轴器处:
根据d=20mm,及此轴段长度,查机械设计书表6-1,
选键:
b×
L=6mm×
6mm×
32mm
此键连接处承受扭矩为T=
轴II,安装齿轮2处:
根据d=36mm,及此轴段长度,查机械设计书表6-1,
L=10mm×
8mm×
63mm
此键连接处承受扭矩为T=
轴III,安装齿轮4处:
根据d=70mm,及此轴段长度,查机械设计书表6-1,
L=20mm×
12mm×
56mm
轴III,安装联轴器处:
根据d=45mm,及此轴段长度,查机械设计书表6-1,
9mm×
此键连接处承受扭矩为T=
由以上校核知,各键连接处均安全。
齿轮1、齿轮3与轴焊接。
键,轴和轮縠的材料都是钢,由机械设计书表6-2查得许用挤压应力,取其平均值,键的工作长度,键与轮縠键槽的接触高度,所以
合适。
九、轴承寿命校核
由机械设计书式13-5知,轴承的寿命计算公式为
对于圆锥滚子轴承=3。
输入轴上的轴承计算
已知:
=1440r/min,,e=0.37,Y=1.6
求两轴承的轴向力因为
所以轴承左松右紧,
求轴承当量动载荷和
<
eX=1,Y=0
>
eX=0.4,Y=1.6
由指导书表15-1查的=576N,1497.5N
验算轴的寿命
>
24000h
故可以选用。
中间轴上的轴承计算
已知:
=360r/min,,
,,
,,e=0.31,Y=1.6
求两轴承的轴向力
所以右松左紧,
X=0.4,Y=1.6
X=1,Y=0
由指导书表15-1查的=3583N,=3000N
验算轴的寿命
>
输出轴上的轴承计算
=120r/min,=,=2400N,=1600N
,,e=0.35,Y=1.4
所以左松右紧
eX=0.4,Y=1.4
由指导书表15-1查的=2880N,3551N
故所选轴承满足寿命要求。
十、联轴器的选择和校核
为了隔离震动与冲击
从中查得GICL2型联轴器的许用转矩为1120Nm,许用最大转速为4000r/min,轴径为25-38之间合用。
十一、箱体的设计
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- 两级 圆柱齿轮 减速器 设计 说明书