斜齿轮锥齿轮减速电机反求设计
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附录1 齿轮的发展据史料记载,远在公元前400200年的中国古代就巳开始使用齿轮,在我国山西出土的青铜齿轮是迄今巳发现的最古老轮,作为反映古代科学技术成就的指南车就是以齿轮机构为核心机械装置。17世纪末,人们才开始研究,能正确传递运动的轮齿形状。18世纪,欧洲工业革命以后,齿轮传动的应用日益广泛;先是发展摆线齿轮,而后是渐开线齿轮,一直到20世纪初,渐开线齿轮已在应用中占了优势。早在1694年,法国学者Philippe De La Hire首先提出渐开线可作为齿形曲线。1733年,法国人M.Camus提出轮齿接触点的公法线必须通过中心连线上的节点。一条辅助瞬心线分别沿大轮和小轮的瞬心线(节圆)纯滚动时,与辅助瞬心线固联的辅助齿形在大轮和小轮上所包络形成的两齿廓曲线是彼此共轭的,这就是Camus定理。它考虑了两齿面的啮合状态;明确建立了现代关于接触点轨迹的概念。1765年,瑞士的LEuler提出渐开线齿形解析研究的数学基础,阐明了相啮合的一对齿轮,其齿形曲线的曲率半径和曲率中心位置的关系。后来,Savary进一步完成这一方法,成为现在的Eu-let-Savary方程。对渐开线齿形应用作出贡献的是Roteft WUlls,他提出中心距变化时,渐开线齿轮具有角速比不变的优点。1873年,德国工程师Hoppe提出,对不同齿数的齿轮在压力角改变时的渐开线齿形,从而奠定了现代变位齿轮的思想基础。19世纪末,展成切齿法的原理及利用此原理切齿的专用机床与刀具的相继出现,使齿轮加工具军较完备的手段后,渐开线齿形更显示出巨大的优走性。切齿时只要将切齿工具从正常的啮合位置稍加移动,就能用标准刀具在机床上切出相应的变位齿轮。1908年,瑞士MAAG研究了变位方法并制造出展成加工插齿机,后来,英国BSS、美国AGMA、德国DIN相继对齿轮变位提出了多种计算方法。为了提高动力传动齿轮的使用寿命并减小其尺寸,除从材料,热处理及结构等方面改进外,圆弧齿形的齿轮获得了发展。1907年,英国人Frank Humphris最早发表了圆弧齿形。1926年,瑞土人Eruest Wildhaber取得法面圆弧齿形斜齿轮的专利权。1955年,苏联的MLNovikov完成了圆弧齿形齿轮的实用研究并获得列宁勋章。1970年,英国RolhRoyce公司工程师RM.Studer取得了双圆弧齿轮的美国专利。这种齿轮现已日益为人们所重视,在生产中发挥了显著效益。齿轮是能互相啮合的有齿的机械零件,它在机械传动及整个机械领域中的应用极其广泛。现代齿轮技术已达到:齿轮模数O.004100毫米;齿轮直径由1毫米150米;传递功率可达 十万千瓦;转速可达 十万转/分;最高的圆周速度达300米/秒。齿轮在传动中的应用很早就出现了。公元前三百多年,古希腊哲学家亚里士多德在机械问题中,就阐述了用青铜或铸铁齿轮传递旋转运动的问题。中国古代发明的指南车中已应用了整套的轮系。不过,古代的齿轮是用木料制造或用金 属铸成的,只能传递轴间的回转运动,不能保证传动的平稳性,齿轮的承载能力也很小。随着生产的发展,齿轮运转的平稳性受到重视。1674年丹麦天文学家罗默首次提出用外摆线作齿廓曲线,以得到运转平稳的齿轮。18世纪工业革命时期,齿轮技术得到高速发展,人们对齿轮进行了大量的研究。1733年法国数学家卡米发表了齿廓啮合基本定律;1765年瑞士数学家欧拉建议采用渐开线作齿廓曲线。19世纪出现的滚齿机和插齿机,解决了大量生产高精度齿轮的问题。1900年,普福特为滚齿机装上差动装置,能在滚齿机上加工出斜齿轮,从此滚齿机滚切齿轮得到普及,展成法加工齿轮占了压倒优势,渐开线齿轮成为应用最广的齿轮。1899年,拉舍最先实施了变位齿轮的方案。变位齿轮不仅能避免轮齿根切,还可以凑配中心距和提高齿轮的承载能力。1923年美国怀尔德哈伯最先提出圆弧齿廓的齿轮,1955年苏诺维科夫对圆弧齿轮进行了深入的研究,圆弧齿轮遂得以应用于生产。这种齿轮的承载能力和效率都较高,但尚不及渐开线齿轮那样易于制造,还有待进一步改进。齿轮的组成结构一般有轮齿、齿槽、端面、法面、齿顶圆、齿根圆、基圆、分度圆。轮齿简称齿,是齿轮上 每一个用于啮合的凸起部分,这些凸起部分一般呈辐射状排列,配对齿轮上的轮齿互相接触,可使齿轮持续啮合运转;齿槽是齿轮上两相邻轮齿之间的空间;端面是圆柱齿轮或圆柱蜗杆上 ,垂直于齿轮或蜗杆轴线的平面;法面指的是垂直于轮齿齿线的平面;齿顶圆是指齿顶端所在的圆;齿根圆是指槽底所在的圆;基圆是形成渐开线的发生线作纯滚动的圆;分度圆 是在端面内计算齿轮几何尺寸的基准圆。齿轮可按齿形、齿轮外形、齿线形状、轮齿所在的表面和制造方法等分类。齿轮的齿形包括齿廓曲线、压力角、齿高和变位。渐开线齿轮比较容易制造,因此现代使用的齿轮中 ,渐开线齿轮占绝对多数,而摆线齿轮和圆弧齿轮应用较少。在压力角方面,小压力角齿轮的承载能力较小;而大压力角齿轮,虽然承载能力较高,但在传递转矩相同的情况下轴承的负荷增大,因此仅用于特殊情况。而齿轮的齿高已标准化,一般均采用标准齿高。变位齿轮的优点较多,已遍及各类机械设备中。另外,齿轮还可按其外形分为圆柱齿轮、锥齿轮、非圆齿轮、齿条、蜗杆蜗轮 ;按齿线形状分为直齿轮、斜齿轮、人字齿轮、曲线齿轮;按轮齿所在的表面分为外齿轮、内齿轮;按制造方法可分为铸造齿轮、切制齿轮、轧制齿轮、烧结齿轮等。齿轮的制造材料和热处理过程对齿轮的承载能力和尺寸重量有很大的影响。20世纪50年代前,齿轮多用碳钢,60年代改用合金钢,而70年代多用表面硬化钢。按硬度 ,齿面可区分为软齿面和硬齿面两种。软齿面的齿轮承载能力较低,但制造比较容易,跑合性好, 多用于传动尺寸和重量无严格限制,以及小量生产的一般机械中。因为配对的齿轮中,小轮负担较重,因此为使大小齿轮工作寿命大致相等,小轮齿面硬度一般要比大轮的高 。硬齿面齿轮的承载能力高,它是在齿轮精切之后 ,再进行淬火、表面淬火或渗碳淬火处理,以提高硬度。但在热处理中,齿轮不可避免地会产生变形,因此在热处理之后须进行磨削、研磨或精切 ,以消除因变形产生的误差,提高齿轮的精度。制造齿轮常用的钢有调质钢、淬火钢、渗碳淬火钢和渗氮钢。铸钢的强度比锻钢稍低,常用于尺寸较大的齿轮;灰铸铁的机械性能较差,可用于轻载的开式齿轮传动中;球墨铸铁可部分地代替钢制造齿轮 ;塑料齿轮多用于轻载和要求噪声低的地方,与其配对的齿轮一般用导热性好的钢齿轮。未来齿轮正向重载、高速、高精度和高效率等方向发展,并力求尺寸小、重量轻、寿命长和经济可靠。而齿轮理论和制造工艺的发展将是进一步研究轮齿损伤的机理,这是建立可靠的强度计算方法的依据,是提高齿轮承载能力,延长齿轮寿命的理论基础;发展以圆弧齿廓为代表的新齿形;研究新型的齿轮材料和制造齿轮的新工艺; 研究齿轮的弹性变形、制造和安装误差以及温度场的分布,进行轮齿修形,以改善齿轮运转的平稳性,并在满载时增大轮齿的接触面积,从而提高齿轮的承载能力。摩擦、润滑理论和润滑技术是 齿轮研究中的基础性工作,研究弹性流体动压润滑理论,推广采用合成润滑油和在油中适当地加入极压添加剂,不仅可提高齿面的承载能力,而且也能提高传动效率。附录2)任务书题目斜齿轮锥齿轮减速电机反求设计k67原理方案分析及k47总装配反求设计姓名学号题目类型模拟题科 研其它一、课题主要研究(设计)内容: 本设计主要熟悉掌握斜齿轮-锥齿轮减速器电机的原理,绘出相应零件的图纸,并对组成零件进行强度校核和计算。 二、工作进度要求(分阶段提出具体时间要求):1. 12月中旬:完成开题报告;2. 12月下旬次年1月中旬:对零件测绘,进行强度校核计算,绘制减速器的装配图;3. 2月中旬2月下旬:毕设学期检查;4. 3月4月下旬:中期检查、对论文和设计进行整理和改进。准备答辩。5 5月12日5月16日:毕业设计答辩三、应查阅的主要参考文献:1.齿轮减速器的反求设计 作者:张晓辉 长春大学学报2.圆柱齿轮减速器的优化设计 作者:王煦伟 天津职业院校联合学报3.单级圆柱齿轮减速器的优化设计 作者:胡新华 金华职业技术学院4.圆柱齿轮减速器设计中应考虑的问题作者:戴娟; 夏尊凤; 汪大鹏 长沙大学 5.机械设计课程设计 主编:唐增宝 常建娥 华中科技大学出版社 6.机械创新设计 主编:吕仲文 机械工业大学出版社7. 机械设计实用手册 机械设计实用手册编委会主编,北京,机械工业出版社,20098. 简明零件设计手册 朱龙根主编,北京,机械工业出版社,2003 9. 材料力学单辉祖主编,高等教育出版社 10. 理论力学哈尔滨工业大学理论力学教研室主编,高等教育出版社11. 机械原理孙恒 陈作模主编,西北工业大学机械原理及机械零件教研室12. 机械设计濮良贵主编,高等教育出版社四、毕业设计(论文)预期成果或结论性观点 1. 斜齿轮锥齿轮减速电机的工作原理分析和方案评价;2. 完成对减速器各个零件的校核计算、结构设计等工作。完成K67原理方案分析和K47减速器装配图的设计以及各个组成零件的受力分析及校核,并编写说明书(至少40页);3. 编写有关机械设计方面的VB程序和相关英文文献的翻译。五、毕业设计(论文)完成提交方式(设计、技术文档或论文、含有技术文档或论文的光盘等):设计、论文光盘 年 月 日格里森弧齿锥齿轮几何尺寸格里森弧齿锥齿轮几何尺寸小锥齿轮齿数Z1Z1=19大锥齿轮齿数Z2Z2=31中点螺旋角mm=35压力角nn=20齿顶高系数ha*ha*=0.85顶隙系数c*c*=0.188齿数比uu=i= Z2/Z1=31/19=1.63 大端模数meme = 3 mm大端分度圆直径dede1=me Z1 =de2=me Z2=分锥角1=arctan Z1/Z22=arctan Z2/Z11=2=外锥距Re = de1/2sin1Re =齿宽系数R=b/Re=1/41/3取R= 0.3齿宽b = R Reb =中点模数mm=(1-0.5R) memm=切向变位系数XtXt2 = - Xt1Xt1= 0.005Xt2 = -0.005径向变位系数XX2 = - X1X1 = 0.39(1-1/u2) =X2 = 齿顶高ha=( ha*+X) meha1=,ha2=齿根高 hf = ( ha*+ c*- X) mehf1=,hf2=全齿高h= ha+ hfh =齿根角f1= arctan hf1/Ref2= arctan hf2/Ref1=f2=齿顶角a1=f2 a2=f1a1= a2=顶锥角a1=1 +f1 a2=2 +f2a1= a2=根锥角f1=1 -f1 f2=2 -f2f1 = f2 =冠顶距Ak1= de2/2 - ha1 sin1Ak2= de1/2 - ha2 sin2Ak1= Ak2=中点法向弧齿厚Smn1=(0.5cosm+2X1tann+Xt1) mmSmn2= mmcosm- Smn1Smn1=Smn2=中点法向弦齿厚式中mn= Smncoscos2m/2mn1 =mn2 =当量齿数Zv=Z/coscos3mZv1= Zv2=端面重合度vv= (Ln1+Ln2)/Pn式中Pn=mecosm(1-0.5R)/cosn(cos2m+ cos2n)rn= de (1-0.5R)/2coscos2mham=ha-0.5btanaPn=rn1=rn2=ham1=ham2=Ln1=Ln2=v=纵向重合度vv =总重合度 =斜齿轮锥齿轮减速电机反求设计k67箱体测绘及k87总装配反求设计 第6章. K87减速电机反求目录1概述1.1 研究背景1.2 研究内容2 K67减速器的测绘及初步计算3校核K67减速器测绘数据3.1 K67减速器齿轮校核3.1.1 级齿轮校核3.1.2 级齿轮校核3.1.3 级齿轮校核3.2 K67减速器轴的校核3.2.1 轴校核3.2.2 轴校核3.2.3 轴校核3.3 K67减速器轴承校核3.3.1 轴轴承校核3.3.2 轴轴承校核3.3.3 轴轴承校核3.4 K67减速器键的校核4设计K47减速器4.1初步设计K47减速器参数4.2确定K47减速器齿轮参数4.2.1 级齿轮校核4.2.2 级齿轮校核4.2.3 级齿轮校核4.3 K47轴系的设计4.3.1 轴校核4.3.2 轴校核4.3.3 轴校核4.4 K47轴承寿命计算4.4.1 轴轴承校核4.4.2 轴轴承校核4.4.3 轴轴承校核4.5 K47键的校核5结论致谢参考文献附录第1章 绪论11.1研究背景21.2 研究内容3第2章 K67减速器的测绘及初步设计42.1 K67减速器的测绘数据42.2 齿轮参数系数确定42.3 格里森弧齿锥齿轮几何尺寸6第3章 K67减速器测绘数据校核计算73.1 传动装置的总体设计73.2 传动装置的运动和动力参数计算73.2.1分配各级传动比73.2.2 总传动比和各轴的转速计算83.2.3各轴的输入功率计算83.2.4各轴的输入转矩计算93.3 齿轮的校核93.3.1第级齿轮校核计算93.3.2 格里森弧齿锥齿轮设计123.3.3第级齿轮校核计算163.4 K67减速器轴承校核193.4.1 第级轴轴承校核计算193.4.2格里森弧齿锥轴承校核计算213.4.3第级轴上轴承计算233.5 键的校核24第4章 K47齿轮减速机设计264.1初步设计K47减速器参数264.1.1 传动比的分配和各轴的转速计算264.1.2各轴的输入功率计算264.2.4各轴的输入转矩计算274.2 齿轮的校核274.2.1第级齿轮校核计算274.2.2第级齿轮校核计算304.2.3第级齿轮校核计算344.3 K47减速器轴承校核364.3.1 第级轴轴承校核计算364.3.2第级轴轴承校核计算384.3.3第级轴上轴承计算404.4 键的校核41第5章 总结43致谢44参考文献4546第1章 绪论1.1研究背景减速机是一种动力传达机构,利用齿轮的速度转换器,将电机的回转数减速到所要的回转数,并得到较大转矩的机构。在目前用于传递动力与运动的机构中,减速机的应用范围相当广泛。几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹,从交通工具的船舶、汽车、机车,建筑用的重型机具,机械工业所用的加工机具及自动化生产设备,到日常生活中常见的家电,钟表等等.其应用从大动力的传输工作,到小负荷,精确的角度传输都可以见到减速机的应用,且在工业应用上,减速机具有减速及增加转矩功能。本文将采用反求设计方法方法对斜齿轮锥齿轮减速电机进行分析研究,旨在掌握斜齿轮-锥齿轮减速器电机的原理,以及巩固大学四年所学的机械相关知识。反求设计(也称逆向设计)是设计人员以先进设备的软件(图样、程序、技术文件)、影像(图片、照片等)和实物作为研究对象,应用现代设计理论方法、人机工程学等有关专业知识,进行系统的分析和研究,进而开发出同类的先进产品的过程。反求设计和反求工艺是相互联系的,缺一不可。在缺乏制造原型产品的先进设备与先进工艺方法和未掌握某些技术技巧的情况下,对反求对象进行工艺分析通常采用以下几种常用的方法。(1)采用反判法编制工艺规程。以零件的技术要求如尺寸精度、形位公差、表面质量等为依据,查明设计基准,分析关键工艺,优选加工工艺方案,并依次由后向前递推加工工序,编制工艺规程。(2)改进工艺方案,保证引进技术的原设计要求。在保证引进技术的设计要求和功能的前提条件下,局部地改进某些实现较为困难的工艺方案。(3)用曲线对应法反求工艺参数。先将需分析的产品的性能指标或工艺参数建立第一参照系,以实际条件建立第二参照系,根据已知点或某些特殊点把工艺参数及其有关的量与性能的关系拟合出一条曲线,并按曲线的规律适当拓宽,从曲线中找出相对于第一参照系性能指标的工艺参数,即是需求的工艺参数。(4)材料国产化,局部改进原型结构以适应工艺水平。由于材料以及工艺对加工方法的选择起决定性作用,所以,在无法保证使用原产品的制造材料时,或在使用原产品的制造材料后,工艺水平不能满足要求的情况下,可以使用国产化材料,以适应当前的工艺水平。对反求对象进行装配分析,应主要考虑:用什么装配工艺来保证产品的性能要求,能否将原产品的若干个零件组合成一个部件,如何提高装配速度等。实物反求设计法的研究对象为引进的比较先进的设备或产品实物,其目的是通过对产品的设计原理、结构、材料、工艺装配等进行分析研究,研制开发出与被分析产品功能、结构等方面相似的产品。实物反求设计是一个认识产品再现产品超越原产品的过程。实物反求可分为对整个设备的反求(即整机反求)、对组成机器的部件的反求(即部件反求)和对机器零件的反求(即零件反求)三个组成部分。实物反求设计的过程如图 1.1所示。图1.1 实物反求设计过程1.2 研究内容本文的研究内容如下:1、依据K67减速机实际测绘数据,分析了其基本原理,并对它的主要零部件(斜齿轮、锥齿轮、轴承、键)进行了参数反求设计;运用机械设计方法,对它们的进行了验证校核。2、对K47减速机进行了总装配反求设计,确定了其主要零部件(斜齿轮、锥齿轮、轴承、键)的基本参数,然后依次对其进行校核计算等。第2章 K67减速器的测绘及初步设计2.1 K67减速器的测绘数据K67减速器的测绘数据如下:(1)第一级:Z1= 27 (右旋),b1= 20 mm,Z2= 78 (左旋),b2= 13 mm,ba= 29,da2= 90.5mm,df2= 86 mm ,an = 20Z2的公法线长度W13= 42 mm,W14= 45 mm(2)第二级: Z1= 19(左旋),Z2= 31(右旋),da2= 101 mm(3)第三级: Z1= 14 (左旋),b1= 50 mm,Z2= 81(右旋),b2= 38 mm,ba = 11,da2= 145 mm,df2= 139 mm,an = 20Z1的公法线长度W2 = 8.7 mm,W3 = 14 mm2.2 齿轮参数系数确定确定测绘数据后,我们可以计算得出基本参数和动力参数,如表2.1所示。表2.1 基本参数和动力参数的确定基本参数第一级1.模数的确定(1)W14- W13 = mncosn代入数据计算mn= 1.017 mm(2)h2=( da2- df2)/2=2.25mn代入数据计算mn = 1 mm由模数标准得:实际mn = 1 mm2.螺旋角的确定sin= mn Z2tana/da2代入数据计算 =28.435第二级大端模数me的确定2=arctan Z2/Z1= arctan31/19 = 58.496da2= de2+2ha2 cos2= 31me+2(ha+x2) mecos58.496=31me+2(0.85-0.24) mecos58.496= 101me= 3.19mm由模数标准得:实际me= 3 mm第三级1.模数的确定(1)W3-W2 = mncosn代入数据计算mn=1.796 mm(2)h2=( da2- df2)/2=2.25mn代入数据计算mn = 1.33 mm由模数标准得:实际mn = 1.75 mm2.螺旋角的确定sin= mn Z2tana / da2代入数据计算 =10.852.3 格里森弧齿锥齿轮几何尺寸参照设计手册【】,我们可以计算出格里森弧齿轮几何尺寸,其几何关系图表2.2所示。表2.2格里森弧齿锥齿轮几何尺寸小锥齿轮齿数Z1Z1=19大锥齿轮齿数Z2Z2=31中点螺旋角mm=35压力角nn=20齿顶高系数ha*ha*=0.85顶隙系数c*c*=0.188齿数比uu= Z2/Z1=31/19=1.63大端模数meme = 3 mm第3章 K67减速器测绘数据校核计算3.1 传动装置的总体设计本传动装置工作参数:传动效率,在室内工作(环境最高温度为35摄氏度),载荷平稳,连续单向运转,使用寿命24000小时。本设计拟采用圆锥圆柱齿轮减速器,锥齿轮直径不宜过大,便于加工。传动简图如图3-1所示。 图3.1 传动链示意图3.2 传动装置的运动和动力参数计算3.2.1分配各级传动比已知第一级齿轮,第一级齿轮传动比取 (3.1)已知第二级齿轮,第二级齿轮传动比取 (3.2)已知第三级齿轮,第三级齿轮传动比取 (3.3) 3.2.2 总传动比和各轴的转速计算 (3.4) 各轴的转速计算如下: (3.5) (3.6) (3.7) (3.8) (3.9)3.2.3各轴的输入功率计算已知,从而可知: (3.10)(3.11)(3.12)3.2.4各轴的输入转矩计算 (3.13) (3.14) (3.15) (3.16)综上,我们可以统计出各轴的运动和动力参数,如表3.1表3.1各轴的运动和动力参数项目电动机轴第一级轴第二级轴第三级轴转速()1410488.06299.0651.69功率(kW)1.51.4551.3971.342转矩()10.16028.47044.611247.942传动比2.8891.6325.7863.3 齿轮的校核3.3.1第级齿轮校核计算已知第三级齿轮材料为16MnCrS5,其力学性能与20CrMnTi相近,故查表10-1(机械设计第八版P191)材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面20CrMnTi渗碳后淬火1100850300HBS58 62HRC已知,确定b (3.17)查图10-26(机械设计第八版P215), (3.18)查图10-30(机械设计第八版P217),由公式10-13(机械设计第八版P206)计算齿轮工作应力循环次数 (3.19) (3.20)查图10-19(机械设计第八版P207),安全系数S=SF=1.25,应用公式10-12(机械设计第八版P205) (3.21) (3.22)许用接触应力 (3.23)查表10-6(机械设计第八版P201),查表10-7(机械设计第八版P205),计算小齿轮传递的转矩 (3.24)试算小齿轮分度圆直径 (3.25)计算圆周速度 (3.26)计算齿宽 (3.27)计算齿宽与齿高之比 (3.28) (3.29)计算中心距 (3.30)按齿根弯曲强度计算 (3.31)已知使用系数,查图10-8(机械设计第八版P194),查表10-4(机械设计第八版P197),查图10-13(机械设计第八版P198),查表10-3(机械设计第八版P195), (3.32)计算纵向重合度 (3.33)查图10-28(机械设计第八版P217),计算当量齿数 (3.34) (3.35)查表10-5(机械设计第八版P200),查图10-20(机械设计第八版P208),查图10-18(机械设计第八版P206),计算弯曲疲劳许用应力,安全系数 (3.36) (3.37)计算大小齿轮的 (3.38) (3.39)设计计算 (3.40) ,所以齿轮模数符合要求。3.3.2第级齿轮校核计算已知小锥齿轮齿数,大锥齿轮齿数,中点螺旋角,压力角,齿顶高系数,顶隙系数,大端模数。齿数比 (3.41)大端分度圆直径 (3.42) (3.43)分锥角 (3.44) (3.45)外锥距 (3.46)齿宽系数 (3.47)齿宽 (3.48)中点模数 (3.49)切向变位系数 (3.50) (3.51)径向变位系数 (3.52) (3.53)齿顶高 (3.54) (3.55)齿根高 (3.56) (3.57)全齿高 (3.58) (3.59)齿根角 (3.60) (3.67)齿顶角 (3.68) (3.69)顶锥角 (3.70) (3.71)根锥角 (3.72) (3.73)冠顶距 (3.74) (3.75)中点法向弧齿厚 (3.76) (3.77) 中点法向弦齿厚 (3.78) (3.79) (3.80) (3.81)当量齿数 (3.82) (3.83)端面重合度 (3.84) (3.85) (3.86) (3.87) (3.88) (3.89) (3.90) (3.91) 纵向重合度 (3.92) (3.93) (3.94)总重合度 (3.95)3.3.3第级齿轮校核计算已知第一级齿轮材料为16MnCrS5,其力学性能与20CrMnTi相近,故查表10-1(机械设计第八版P191)材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面20CrMnTi渗碳后淬火1100850300HBS58 62HRC已知,可以确定b: (3.96)查图10-26(机械设计第八版P215),故: (3.97)查图10-30(机械设计第八版P217),由公式10-13(机械设计第八版P206)可计算出齿轮工作应力循环次数: (3.98) (3.99)查图10-19(机械设计第八版P207),安全系数,应用公式10-12(机械设计第八版P205) (3.21) (3.22)许用接触应力 查表10-6(机械设计第八版P201),查表10-7(机械设计第八版P205),计算小齿轮传递的转矩 (3.103)试算小齿轮分度圆直径 (3.104)计算圆周速度 (3.105)计算齿宽 (3.106)计算齿宽与齿高之比 (3.107) (3.108)计算中心距 (3.109)按齿根弯曲强度计算 (3.110)已知使用系数,查图10-8(机械设计第八版P194),查表10-4(机械设计第八版P197),查图10-13(机械设计第八版P198),查表10-3(机械设计第八版P195), (3.111)计算纵向重合度 (3.112)查图10-28(机械设计第八版P217),计算当量齿数 (3.113) (3.114)查表10-5(机械设计第八版P200),查图10-20(机械设计第八版P208),查图10-18(机械设计第八版P206),计算弯曲疲劳许用应力,安全系数 (3.115) (3.116)计算大小齿轮的 (3.117) (3.118)设计计算 (3.119)因为,所以齿轮模数符合要求。3.4 K67减速器轴承校核3.4.1 第级轴轴承校核计算已知 , n=51.96r/min轴承型号为GB/T297 30212x2查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得C=97.8KN e=0.4 Y=1.5 (3.120)轴承1所受径向力 (3.121)轴承2所受径向力 (3.122)派生轴向力 (3.123) (3.124) =678.941N (3.125) =519.493N (3.126) 对轴承1 (3.127)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=0.4 Y=2 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) (3.128) 对轴承2 (3.129)当量动负荷为 =(X+Y) (3.130) 因为P1P2 所以按轴承1的受力大小来算轴承2寿命为 = =h25000h (3.131)所以轴承适用3.4.2第级轴轴承校核计算已知 , n=488.06r/min轴承1型号为GB/T297 30305查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得Cr1=44.8KN e1=0.3 Y1=2 (3.132)轴承2型号为GB/T297 32205查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得Cr2=40KN e2=0.36 Y2=1.67 (3.132)轴承1所受径向力 (3.133)轴承2所受径向力 (3.134)派生轴向力 (3.135) (3.136)因为 +=457.177+428.8=885.977NFd1 (3.137)所以 =+=547.177+ 428.8=885.977N (3.138) =457.177N (3.139) 对轴承1 (3.140)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=0.4 Y=Y1=2 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) = =2498.104N (3.141)轴承1寿命为 = =515545h25000h (3.142)所以轴承1适用对轴承2 (3.143)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=1 Y=0 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) = =1828.764N (3.144)轴承2寿命为 = =999347h25000h (3.145)所以轴承2适用3.4.3第级轴上轴承计算已知 , n=299.6r/min轴承型号为GB/T297 30305x2查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得C=44.8KN e=0.3 Y=2轴承1所受径向力 (3.146)轴承2所受径向力 (3.147)派生轴向力 (3.148) (3.149)因为 +=289.635+14.7=304.335NP1 所以按轴承2的受力大小来算轴承2寿命为 = =h25000h (3.157)所轴承适用3.5 键的校核(1)格里森弧齿锥轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=20mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=6mm,h=6mm,L=20mm,T=28.470普通平键连接强度条件为 (3.158)键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa。键的工作长度l=L-b=20-6=14mm (3.159)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x6=3mm (3.160)由式(5-1)得 (3.161)所以键的强度足够(2)第二级轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=25mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=8mm,h=7mm,L=20mm,T=44.611键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa。键的工作长度l=L-b=20-8=12mm (3.162)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x7=3.5mm (3.162)由式(5-1)得 (3.163)所以键的强度足够(3)第三级轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=20mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=12mm,h=8mm,L=36mm,T=247.942 (3.164)键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa键的工作长度l=L-b=36-12=24mm (3.165)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x8=4mm()由式(5-1)得 (3.166)所以键的强度足够第4章 K47齿轮减速机设计4.1初步设计K47减速器参数根据获取的K47齿轮减速机铭牌数据,减速机的传动比为25.91,输入转速1410,输出转矩54,输出扭矩265,功率1.5KW,查询K系列螺旋锥齿轮减速电机参数表可知:使用系数,电动机座号为,长度,宽度G=195。4.1.1 传动比的分配和各轴的转速计算参考机械设计手册,可知高速级可以大些,传动比,因为锥齿轮的传动比不能大于3,故取,从而,初步设计各齿轮的齿数如下:,。各轴的转速计算如下: (4.1) (4.2) (4.3) (4.4) (4.5)4.1.2各轴的输入功率计算已知,从而可知: (4.6)(4.7)(4.8)4.2.4各轴的输入转矩计算 (4.9) (4.10) (4.11) (4.12)综上,我们可以统计出各轴的运动和动力参数,如表4.1表4.1各轴的运动和动力参数项目电动机轴第一级轴第二级轴第三级轴转速()1410217.66134.3754.44功率(kW)1.51.4551.3971.342转矩()10.16065.513104.22235.42传动比6.4781.6322.454.2 齿轮的校核4.2.1第级齿轮校核计算已知第三级齿轮材料为16MnCrS5,其力学性能与20CrMnTi相近,故查表10-1(机械设计第八版P191)材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面20CrMnTi渗碳后淬火1100850300HBS58 62HRC1、初步计算传动的尺寸因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行计算,其设计公式为:(1)(2) 试选(3) 查得弹性系数(4) 初选螺旋角,查得区域系数为(5) 齿数比(6) 齿宽系数(7) 初选,取,则查得端面重合度为:;(8) 1.93;查得重合度系数为(9) 查得螺旋角系数(10) 许用接触应力可用下式计算:,由图查得接触疲劳极限应力为;由公式10-13(机械设计第八版P206)计算齿轮工作应力循环次数 (4.13) (4.14)查图10-19(机械设计第八版P207),安全系数S=SF=1.25,应用公式10-12(机械设计第八版P205) (4.15) (4.16)许用接触应力 (4.17)初算小斜齿轮的分度圆直径=24.6mm2、确定传动尺寸(1) 计算载荷系数:,查得载荷系数; (4.18)(2) 对进行修正: (4.19)(3) 确定模数,查表取标准值=2.5 (4) 中心距 (4.20)取整数 螺旋角为,与初选的螺旋角相差不大,所以所以 (4.21(5),由于装配或者安装的误差,小斜齿轮应该比大斜齿轮的宽度大510,故大斜齿轮的宽度3、计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径为: (4.22) (4.23)齿根圆直径为: (4.24) (4.25)4.2.2第级齿轮校核计算已知小锥齿轮齿数,大锥齿轮齿数,中点螺旋角,压力角,齿顶高系数,顶隙系数,大端模数。齿数比 (4.26)大端分度圆直径 (4.27) (4.28)分锥角 (4.29) (4.30)外锥距 (4.34)齿宽系数 (4.32)齿宽 (4.33)中点模数 (4.34)切向变位系数 (4.34) (4.36)径向变位系数 (4.37) (4.38)齿顶高 (4.39) (4.40)齿根高 (4.41) (4.42)全齿高 (4.43) (4.44)齿根角 (4.45) (4.46)齿顶角 (4.47) (4.48)顶锥角 (4.49) (4.50)根锥角 (4.51) (4.52)冠顶距 (4.74) (4.53)中点法向弧齿厚 (4.584) (4.55) 中点法向弦齿厚 (4.56) (4.57) (4.58) (4.59)当量齿数 (4.60) (4.61)端面重合度 (4.62) (4.63) (4.64) (4.65) (4.66) (4.67) (4.68) (4.69) 纵向重合度 (4.70) (4.71) (4.72)总重合度 (4.73)4.2.3第级齿轮校核计算已知第三级齿轮材料为16MnCrS5,其力学性能与20CrMnTi相近,故查表10-1(机械设计第八版P191)材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度齿芯部齿面20CrMnTi渗碳后淬火1100850300HBS58 62HRC1、初步计算传动的尺寸因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行计算,其设计公式为:(11)(12) 试选(13) 查得弹性系数(14) 初选螺旋角,查得区域系数为(15) 齿数比(16) 齿宽系数(17) 初选,取,则查得端面重合度为:;(18) 1.18;查得重合度系数为(19) 查得螺旋角系数(20) 许用接触应力可用下式计算: (4.74) (4.75) 查图10-19(机械设计第八版P207),安全系数,应用公式10-12(机械设计第八版P205) (4.76) (4.77)许用接触应力 (4.78)初算小斜齿轮的分度圆直径=57.42 (4.79)(5) 计算载荷系数:,查得载荷系数; (4.80)(6) 对进行修正: (4.81)(7) 确定模数,查表取标准值=3.5 (8) 中心距 (4.82)取整数 螺旋角为,与初选的螺旋角相差不大,所以 所以 (5),由于装配或者安装的误差,小斜齿轮应该比大斜齿轮的宽度大510,故大斜齿轮的宽度端面模数齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径为: (4.83) (4.84)齿根圆直径为: (4.85) (4.86)4.3 K47减速器轴承校核4.3.1 第级轴轴承校核计算已知 , n=54.44r/min轴承型号为GB/T297 30305x2查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得C=44.8KN e=0.3 Y=2轴承1所受径向力 (4.87)轴承2所受径向力 (4.88)派生轴向力 (4.89) (4.90)因为 +=289.635+14.7=304.335NP1 所以按轴承2的受力大小来算轴承2寿命为 = =h25000h (4.98)所轴承适用4.3.2第级轴轴承校核计算已知 , n=299.06r/min轴承1型号为GB/T297 30305查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得Cr1=44.8KN e1=0.3 Y1=2 (4.99)轴承2型号为GB/T297 32205查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得Cr2=40KN e2=0.36 Y2=1.67 (4.100)轴承1所受径向力 (4.101)轴承2所受径向力 (4.102)派生轴向力 (4.103) (4.104)因为 +=457.177+428.8=885.977NFd1 (4.105)所以 =+=547.177+ 428.8=885.977N (4.106) =457.177N (4.107) 对轴承1 (4.108)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=0.4 Y=Y1=2 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) = =2498.104N (4.109)轴承1寿命为 = =315901h25000h (4.111)所以轴承1适用对轴承2 (4.112)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=1 Y=0 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) = =1828.764N (4.113)轴承2寿命为 = =61234h25000h (4.114)所以轴承2适用4.3.3第级轴上轴承计算已知 , n=488.06r/min轴承型号为GB/T297 30212x2查表22-24(机械零件设计手册第三版下册P171)得C=97.8KN e=0.4 Y=1.5 (4.115)轴承1所受径向力 (4.116)轴承2所受径向力 (4.117)派生轴向力 (4.118) (4.119) =678.941N (4.120) =519.493N (4.121) 对轴承1 (4.122)故由表13-5 13-6(机械设计第八版下册P321)查得X=0.4 Y=2 fp=1.2当量动负荷为 =(X+Y) (4.123) 对轴承2 (4.124)当量动负荷为 =(X+Y) (4.125) 因为P1P2 所以按轴承1的受力大小来算轴承2寿命为 (4.126) h25000h,所以轴承适用4.4 键的校核(1)第级轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=20mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=12mm,h=8mm,L=36mm,T=247.942 (4.127)键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa键的工作长度l=L-b=36-12=24mm (4.128)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x8=4mm()由式(5-1)得 (4.129)所以键的强度足够(2)第级轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=20mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=6mm,h=6mm,L=20mm,T=28.470普通平键连接强度条件为 (4.130)键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa。键的工作长度l=L-b=20-6=14mm (4.131)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x6=3mm (4.132)由式(5-1)得 (4.133)所以键的强度足够(3)第级轴上键的计算选用的键为GB1096-79 键所在轴径d=25mm查表6-1(机械设计第八版P106)得b=8mm,h=7mm,L=20mm,T=44.611键、轴和轮毂的材料都是钢,查表6-2(机械设计第八版P106)得需用挤压应力=100-120MPa。键的工作长度l=L-b=20-8=12mm (4.134)键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5x7=4.5mm (4.135)由式(4-1)得 (4.136)所以键的强度足够第5章 总结本文依据K67减速机实际测绘数据,分析了其基本原理,并对它的主要零部件(斜齿轮、锥齿轮、轴承、键)进行了参数反求设计;运用机械设计方法,对它们的进行了验证校核。对K47减速机进行了总装配反求设计,确定了其主要零部件(斜齿轮、锥齿轮、轴承、键)的基本参数,然后依次对其进行校核计算等。通过可靠性验证表明,反求工程技术为快
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