781 二级直齿轮减速器设
781 二级直齿轮减速器设,二级,齿轮,减速器
1一、 设计题目:二级直齿圆柱齿轮减速器1 要求:拟定传动关系:由电动机、V 带、减速器、联轴器、工作机构成。2 工作条件:双班工作,有轻微振动,小批量生产,单向传动,使用 5年,运输带允许误差 5%。3 知条件:运输带卷筒转速 ,19/minr减速箱输出轴功率 马力,4.25P二、 传动装置总体设计:1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将 V带设置在高速级。 其传动方案如下: 2 3 5 4 1IIIVPdPw三、 选择电机. 计算电机所需功率 : 查手册第 3页表 1-7:dP带传动效率:0.9612每对轴承传动效率:0.992圆柱齿轮的传动效率:0.963联轴器的传动效率:0.9934卷筒的传动效率:0.965说明:电机至工作机之间的传动装置的总效率: 42134545wP3.67wdPKW2确定电机转速:查指导书第 7页表 1:取 V带传动比 i=2 4:二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8 40所以电动机转速的可选范围是::192480340/minni r:电 机 卷 筒 总符合这一范围的转速有:750、1000、1500、3000根据电动机所需功率和转速查手册第 155页表 12-1有 4种适用的电动机型号,因此有 4种传动比方案如下:方案 电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量 总传动比1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.112 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.793 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.534 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg37.89综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,3可见第 3种方案比较合适,因此选用电动机型号为 Y132M1-6,其主要参数如下:额定功率kW满载转速同步转速质量A D E F G H L AB4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280四 确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比: 9605.31ni总 卷 筒分配传动比:取 则3.i带 120.5/3.16.49i取 经计算12.35ii:12.i23.6i1.i注: 为带轮传动比, 为高速级传动比, 为低速级传动比。i带 1i 2i五 计算传动装置的运动和动力参数:将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1轴、2 轴、3 轴、4 轴依次为电机与轴 1,轴 1与轴 2,轴 2与轴 3,轴 3与轴 401234,之间的传动效率。. 各轴转速: 1960314.8/min.5mnri带41219608/min34.mnrii带231219./i.5rii带2各轴输入功率: 1013.67.52dpkW1202.931dp3313.0.96.3.05k 44024796.93dp kW3各轴输入转矩: 3.9506.59ddwpTNmn10136.0.61.dTi带22123504.630.9647.diNm带3231201236.50.56.9.609.159.dTiTi Nm带43401201234.3.0.3157.6di 运动和动力参数结果如下表:功率 P KW 转矩 T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速 r/min电动机轴 3.67 36.5 9601轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.862轴 3.21 3.18 470.3 465.6 683轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.14轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.15六 设计 V带和带轮:1.设计 V带确定 V带型号查课本 表 13-6得: 则205P2.1AK1.23674.cAdPKkW根据 =4.4, =960r/min,由课本 图 13-5,选择 A型 V带,取c0n05。1d查课本第 206页表 13-7取 。123.512.9837.6nd 2375d为带传动的滑动率 。0.:验算带速: 带速在 范围内,150.28/66dnVms 5/ms:合适。取 V带基准长度 和中心距 a:dL初步选取中心距 a: ,取 。012.5.53750d075a由课本第 195页式(13-2)得: 查课本00 021123.84dLa第 202页表 13-2取 。由课本第 206页式 13-6计算实际中心距:250dL。00847.12dLa验算小带轮包角 :由课本第 195页式 13-1得:。215.3620a求 V带根数 Z:由课本第 204页式 13-15得: 00LcPZK查课本第 203页表 13-3由内插值法得 。01.38P0.EFABCEF=0.1=1.37+0.1=1.380P6K 1 EFABC EF=0.08 0.18P查课本第 202页表 13-2得 。1.09L查课本第 204页表 13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.0090.95K1EFABC=0.95+0.009=0.959K则 00 4.2.841.380951.0LcPkWZK取 根。3求作用在带轮轴上的压力 :查课本 201页表 13-1得QFq=0.10kg/m,故由课本第 197页式 13-7得单根 V带的初拉力:2 205.504.25(1)(1)0.68190.3689cPFqv NzvK作用在轴上压力:7。0 1632sin390.sin2.8cFZN七 齿轮的设计:1高速级大小齿轮的设计:材料:高速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为 250HBS。45高速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为 220HBS。45查课本第 166页表 11-7得: 。lim10HMpalim2540Hpa查课本第 165页表 11-4得: 。1.HS.3F故 。lim1150.HMpaSlim225491.H查课本第 168页表 11-10C图得: 。li10Fpalim2150Fpa故 。lim112154.3F palim22.3FFMS按齿面接触强度设计:9 级精度制造,查课本第 164页表11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数 计算中心距:由课本第 1651.2K0.4a页式 11-5得: 11 2533551.069.617.494.3HaTauu 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 a2.m则 取 1268aZm129Z213实际传动比: 34.7传动比误差: 。0%.5.6齿宽: 取04218ab24b190高速级大齿轮: 高速级小齿轮: 2b23Z190b12Z验算轮齿弯曲强度:查课本第 167页表 11-9得: 1.6FY2.F按最小齿宽 计算:284b 11 1322.0.94.5845FF FKTYMpabmZ 8所以安全。21 236.8F FYMpa齿轮的圆周速度: 129.5314.89/6060dnVms查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。2低速级大小齿轮的设计:材料:低速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为 250HBS。45低速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为 220HBS。查课本第 166页表 11-7得: 。lim30HMpalim450Hpa查课本第 165页表 11-4得: 。1.HS.F故 。lim33501.HMpaSlim445491.H查课本第 168页表 11-10C图得: 。li320Fpalim4150Fpa故 。lim33254.F palim44.FFMS按齿面接触强度设计:9 级精度制造,查课本第 164页表 11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数1.2K0.5计算中心距: 由课本第 165页式 11-5得:22 2333551.470.1.6241.956HTauu 取 则 取04m34aZm3Z498计算传动比误差: 合适98.562710%.95齿宽: 则取 0.ba42b34103b:低速级大齿轮: 4125498Z低速级小齿轮: 337验算轮齿弯曲强度:查课本第 167页表 11-9得: 32.65FY42.5FY9按最小齿宽 计算:4125b 33 33221.59.61047.94FF FKTYMpabmZ 安全。423 40.7F FYMpa齿轮的圆周速度: 327680.12/601dnVms查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。八 减速器机体结构尺寸如下:名称 符号计算公式 结果箱座厚度 83025.a10箱盖厚度 11 9箱盖凸缘厚度b. 12箱座凸缘厚度b5.115箱座底凸缘厚度2.2 25地脚螺钉直径fd12036.af M24地脚螺钉数目n查手册 6轴承旁联结螺栓直径1dfd72.01M12盖与座联结螺栓直径2=(0.5 2d:0.6) fM1010轴承端盖螺钉直径3d=(0.4 0.5)3:f10视孔盖螺钉直径4d=(0.3 0.4)4:f 8定位销直径 d=(0.7 0.8)2 8, ,fd1至外箱壁2的距离1C查手册表 112 342218, 至凸fd2缘边缘距离2C查手册表 112 2816外箱壁至轴承端面距离1l= + +(5 101l2:)50大齿轮顶圆与内箱壁距离11.21 15齿轮端面与内箱壁距离22 10箱盖,箱座肋厚m,1 85.0,.1198.5轴承端盖外径2D+(5 5.52:) 3d120(1 轴)125(2 轴)11150(3 轴)轴承旁联结螺栓距离S2D120(1 轴)125(2 轴)150(3 轴)九 轴的设计:1高速轴设计:材料:选用 45号钢调质处理。查课本第 230页表 14-2取 C=100。35Mpa各轴段直径的确定:根据课本第 230页式 14-2得:又因为装小带轮的电动机轴径 ,又因为高1min33.20.48PdC 38d速轴第一段轴径装配大带轮,且 所以查手册第 9页表 1-1610.823d:取 。L 1=1.75d1-3=60。136d因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以查手册 85页表2407-12取 ,L 2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。2段装配轴承且 ,所以查手册 62页表 6-1取 。选用 6009轴承。3d32d 345dL3=B+ +2=16+10+2=28。3段主要是定位轴承,取 。L 4根据箱体内壁线确定后在确定。4 450装配齿轮段直径:判断是不是作成齿轮轴: 5d查手册 51页表 4-1得:412.5fdetm13.tm得:e=5.96.25。12段装配轴承所以 L6= L3=28。6d6345d2 校核该轴和轴承:L 1=73 L2=211 L3=96作用在齿轮上的圆周力为: 10.912485tTFNd径向力为 28473rtgt作用在轴 1带轮上的外力: 13.Q求垂直面的支反力: 2110738rVlFN212rV求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图: 3271057.6avMFl Nm184求水平面的支承力:由 得12()HtFllN12129481773tlN2 5HtF求并绘制水平面弯矩图: 3197108.2aHMl m2554FN求 F在支点产生的反力: 312961.834.7l21.2.157.F N13求并绘制 F力产生的弯矩图: 32312.896018.7FMl N 472aF在 a处产生的弯矩: 3138.10.7l Nm求合成弯矩图:考虑最不利的情况,把 与 直接相加。aFM2avH2 27.5.618.96.1aFaVHMNm 24求危险截面当量弯矩:从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.62222()196.(0.16.9)0.4aeMTNm计算危险截面处轴的直径:因为材料选择 调质,查课本 225页表 14-1得 ,查课本 231页#45 650BMPa表 14-3得许用弯曲应力 ,则:160bMPa3331206.2.50.ebMdm因为 ,所以该轴是安全的。54add3轴承寿命校核:轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,610()thPCfLhn所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.2,tpf3按最不利考虑,则有: 2211809784.72.rvHFF N223516r14则 因此所该轴承符合要求。663101029.510()()6.34.8thPCfLhn年4弯矩及轴的受力分析图如下:轴 15键的设计与校核: 根据 ,确定 V带轮选铸铁 HT200,参考教材表 10-9,由136,0.9dT于 在 范围内,故 轴段上采用键 : , 108:1dbh108采用 A型普通键:键校核.为 L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得l15查课本 155页表 10-10 所选键31406.917.385pTMpadlh 506b:为: :b中间轴的设计:材料:选用 45号钢调质处理。查课本第 230页表 14-2取C=100。35Mpa根据课本第 230页式 14-2得: 2min33.106.8PdC段要装配轴承,所以查手册第 9页表 1-16取 ,查手册 62页表 6-11d 14选用 6208轴承,L 1=B+ + + =18+10+10+2=40。32:装配低速级小齿轮,且 取 ,L 2=128,因为要比齿轮孔长度少2 21d245。3:段主要是定位高速级大齿轮,所以取 ,L 3= =10。3d 360d4装配高速级大齿轮,取 L4=84-2=82。4 45d段要装配轴承,所以查手册第 9页表 1-16取 ,查手册 62页表 6-15 5选用 6208轴承,L 1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。323:校核该轴和轴承:L 1=74 L2=117 L3=94作用在 2、3 齿轮上的圆周力: 2470.127095tTFNdN33.89t径向力: 2702985rtFgt38316rt N求垂直面的支反力1632311()985(174)3691rrVFll N232620rVr计算垂直弯矩: 317410.9aVmMFl Nm32()6(741)851705.nrl Nm求水平面的支承力:32311()80924586741ttHFll23158630ttHN计算、绘制水平面弯矩图: 314586702.aHmMFl m3232()8(741)80917295.ntl Nm求合成弯矩图,按最不利情况考虑: 22.93.amavHmNm530nnM求危险截面当量弯矩:从图可见,m-m,n-n 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.62222()30(.6470.3)1.eanMTNm 28m计算危险截面处轴的直径:n-n截面: 333140.90.6ebdm17m-m截面: 333140.90.6ebMdm由于 ,所以该轴是安全的。425m轴承寿命校核:轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的610()thPCfLhn作用,所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.,tpf3222113645896rvHFN22073r则 ,轴承使用寿命在 年范围66212.0()()2.108thPCfLhyn23:内,因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下:18键的设计与校核:已知 参考教材表 10-11,由于 所以取4225,70.3dTNm 2(450)d:19bh因为齿轮材料为 45钢。查课本 155页表 10-10得 12b:L=128-18=110取键长为 110. L=82-12=70取键长为 70根据挤压强度条件,键的校核为: 32470.82.95914b bTMpadhl32470.15459b bTMpadhl所以所选键为: :970bhl:1490hl从动轴的设计:确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式 14-2得:考虑到该轴段上开有键槽,因此取331.56107.19PdCmn查手册 9页表 1-16圆整成标准值,取157.(%). 163dm为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径 。270查手册 85页表 7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取 。设计轴段 ,为使轴承装拆方便,查手册 62页,表 6-1,取 ,采用3d挡油环给轴承定位。选轴承 6215: 。130,25,84aDBd375设计轴段 ,考虑到挡油环轴向定位,故取4 0设计另一端轴颈 ,取 ,轴承由挡油环定位,挡油环另一7d735dm端靠齿轮齿根处定位。19 轮装拆方便,设计轴头 ,取 ,查手册 9页表 1-16取 。6d67d680dm设计轴环 及宽度 b5d使齿轮轴向定位,故取 取56280(.7803)97.2dhm510d,1.4.(0783)12bhm确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).1l 107lL250meL因为 ,所以22459Bm2519650leLm轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短631hl: 23:338l其它各轴段长度由结构决定。(4) 校核该轴和轴承:L 1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力: 3342159.08194tTFNd径向力: 25rtgt302159.02977FN求垂直面的支反力: 214.520897.rVl2167rVFN计算垂直弯矩:203286704.5180.avMFl Nm.m19.2.5v求水平面的支承力。 2104.581032tHlFN21795t计算、绘制水平面弯矩图。 313584.107.aHMFl Nm2962求 F在支点产生的反力 312471580l N21940F求 F力产生的弯矩图。 32347161Ml N1589.0.mFF在 a处产生的弯矩: 317.1.mFl N求合成弯矩图。考虑最不利的情况,把 与 直接相加。mFM2avH210.8.476.38.amFavHMNm求危险截面当量弯矩。从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.622223()68(0.159)4.ameTNm21计算危险截面处轴的直径。因为材料选择 调质,查课本 225页表 14-1得 ,查课本 231#45 650BMPa页表 14-3得许用弯曲应力 ,则:160bMPa3331257.0.0.ebMdm考虑到键槽的影响,取 1.60.3d因为 ,所以该轴是安全的。58dm(5) 轴承寿命校核。轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的610()thPCfLhn作用,所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.2,tpf3按最不利考虑,则有: 2211085738764rvHFF N则 ,66331010.0()()64.89.27thPCfLhyn该轴承寿命为 64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。(6)弯矩及轴的受力分析图如下:22(7)键的设计与校核:因为 d1=63装联轴器查课本 153页表 10-9选键为 查课本 155页:18bh表 10-10得 012b:因为 L1=107初选键长为 100,校核 所以所3467.50118bTMpadlh选键为: :810bhl装齿轮查课本 153页表 10-9选键为 查课本 155页表 10-680d :214bh10得 12b因为 L6=122初选键长为 100,校核 3465.076.2814bTMpadlh所以所选键为: .:2140bhl十 高速轴大齿轮的设计23因 采用腹板式结构347.50adm代号 结构尺寸和计算公式 结果轮毂处直径 1D.61.45sd72轮毂轴向长度 LB84倒角尺寸 n0.nm1齿根圆处的厚度 00(2.54)n10腹板最大直径 1D10fd321.25板孔直径 0d01.25()62.5腹板厚度 c.3cb齿 宽 25.2电动机带轮的设计代号 结构尺寸和计算公式 结果sd手册 157 页 38mmh(1.82).38hsd68.4mmL5s取 60mmrd()1521raHm81mm002hrd74.7mms(.3)0.sB10mm115115mm220.5mm十一.联轴器的选择:计算联轴器所需的转矩: 查课本 269表 17-1取 CATK1.5AK查手册 94页表1.57.623.4CA Nm8-7选用型号为 HL6的弹性柱销联轴器。24十二润滑方式的确定:因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于 ,所以采用脂润滑,箱体内选用 SH0357-92中的5(1.2)0./minr50号润滑,装至规定高度。十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。十四.参考资料:机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。机械设计课程设计指导书 (第二版)罗圣国,李平林等主编。机械课程设计 (重庆大学出版社)周元康等主编。机械设计基础 (第四版)课本杨可桢 程光蕴 主编。251一、 设计题目:二级直齿圆柱齿轮减速器1 要求:拟定传动关系:由电动机、V 带、减速器、联轴器、工作机构成。2 工作条件:双班工作,有轻微振动,小批量生产,单向传动,使用 5年,运输带允许误差 5%。3 知条件:运输带卷筒转速 ,19/minr减速箱输出轴功率 马力,4.25P二、 传动装置总体设计:1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将 V带设置在高速级。 其传动方案如下: 2 3 5 4 1IIIVPdPw三、 选择电机. 计算电机所需功率 : 查手册第 3页表 1-7:dP带传动效率:0.9612每对轴承传动效率:0.992圆柱齿轮的传动效率:0.963联轴器的传动效率:0.9934卷筒的传动效率:0.965说明:电机至工作机之间的传动装置的总效率: 42134545wP3.67wdPKW2确定电机转速:查指导书第 7页表 1:取 V带传动比 i=2 4:二级圆柱齿轮减速器传动比 i=8 40所以电动机转速的可选范围是::192480340/minni r:电 机 卷 筒 总符合这一范围的转速有:750、1000、1500、3000根据电动机所需功率和转速查手册第 155页表 12-1有 4种适用的电动机型号,因此有 4种传动比方案如下:方案 电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量 总传动比1 Y112M-2 4KW 3000 2890 45Kg 152.112 Y112M-4 4KW 1500 1440 43Kg 75.793 Y132M1-6 4KW 1000 960 73Kg 50.534 Y160M1-8 4KW 750 720 118Kg37.89综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,3可见第 3种方案比较合适,因此选用电动机型号为 Y132M1-6,其主要参数如下:额定功率kW满载转速同步转速质量A D E F G H L AB4 960 1000 73 216 38 80 10 33 132 515 280四 确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比: 9605.31ni总 卷 筒分配传动比:取 则3.i带 120.5/3.16.49i取 经计算12.35ii:12.i23.6i1.i注: 为带轮传动比, 为高速级传动比, 为低速级传动比。i带 1i 2i五 计算传动装置的运动和动力参数:将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1轴、2 轴、3 轴、4 轴依次为电机与轴 1,轴 1与轴 2,轴 2与轴 3,轴 3与轴 401234,之间的传动效率。. 各轴转速: 1960314.8/min.5mnri带41219608/min34.mnrii带231219./i.5rii带2各轴输入功率: 1013.67.52dpkW1202.931dp3313.0.96.3.05k 44024796.93dp kW3各轴输入转矩: 3.9506.59ddwpTNmn10136.0.61.dTi带22123504.630.9647.diNm带3231201236.50.56.9.609.159.dTiTi Nm带43401201234.3.0.3157.6di 运动和动力参数结果如下表:功率 P KW 转矩 T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速 r/min电动机轴 3.67 36.5 9601轴 3.52 3.48 106.9 105.8 314.862轴 3.21 3.18 470.3 465.6 683轴 3.05 3.02 1591.5 1559.6 19.14轴 3 2.97 1575.6 1512.6 19.15六 设计 V带和带轮:1.设计 V带确定 V带型号查课本 表 13-6得: 则205P2.1AK1.23674.cAdPKkW根据 =4.4, =960r/min,由课本 图 13-5,选择 A型 V带,取c0n05。1d查课本第 206页表 13-7取 。123.512.9837.6nd 2375d为带传动的滑动率 。0.:验算带速: 带速在 范围内,150.28/66dnVms 5/ms:合适。取 V带基准长度 和中心距 a:dL初步选取中心距 a: ,取 。012.5.53750d075a由课本第 195页式(13-2)得: 查课本00 021123.84dLa第 202页表 13-2取 。由课本第 206页式 13-6计算实际中心距:250dL。00847.12dLa验算小带轮包角 :由课本第 195页式 13-1得:。215.3620a求 V带根数 Z:由课本第 204页式 13-15得: 00LcPZK查课本第 203页表 13-3由内插值法得 。01.38P0.EFABCEF=0.1=1.37+0.1=1.380P6K 1 EFABC EF=0.08 0.18P查课本第 202页表 13-2得 。1.09L查课本第 204页表 13-5由内插值法得 。 =163.0 EF=0.0090.95K1EFABC=0.95+0.009=0.959K则 00 4.2.841.380951.0LcPkWZK取 根。3求作用在带轮轴上的压力 :查课本 201页表 13-1得QFq=0.10kg/m,故由课本第 197页式 13-7得单根 V带的初拉力:2 205.504.25(1)(1)0.68190.3689cPFqv NzvK作用在轴上压力:7。0 1632sin390.sin2.8cFZN七 齿轮的设计:1高速级大小齿轮的设计:材料:高速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为 250HBS。45高速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为 220HBS。45查课本第 166页表 11-7得: 。lim10HMpalim2540Hpa查课本第 165页表 11-4得: 。1.HS.3F故 。lim1150.HMpaSlim225491.H查课本第 168页表 11-10C图得: 。li10Fpalim2150Fpa故 。lim112154.3F palim22.3FFMS按齿面接触强度设计:9 级精度制造,查课本第 164页表11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数 计算中心距:由课本第 1651.2K0.4a页式 11-5得: 11 2533551.069.617.494.3HaTauu 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取 a2.m则 取 1268aZm129Z213实际传动比: 34.7传动比误差: 。0%.5.6齿宽: 取04218ab24b190高速级大齿轮: 高速级小齿轮: 2b23Z190b12Z验算轮齿弯曲强度:查课本第 167页表 11-9得: 1.6FY2.F按最小齿宽 计算:284b 11 1322.0.94.5845FF FKTYMpabmZ 8所以安全。21 236.8F FYMpa齿轮的圆周速度: 129.5314.89/6060dnVms查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。2低速级大小齿轮的设计:材料:低速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为 250HBS。45低速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为 220HBS。查课本第 166页表 11-7得: 。lim30HMpalim450Hpa查课本第 165页表 11-4得: 。1.HS.F故 。lim33501.HMpaSlim445491.H查课本第 168页表 11-10C图得: 。li320Fpalim4150Fpa故 。lim33254.F palim44.FFMS按齿面接触强度设计:9 级精度制造,查课本第 164页表 11-3得:载荷系数 ,取齿宽系数1.2K0.5计算中心距: 由课本第 165页式 11-5得:22 2333551.470.1.6241.956HTauu 取 则 取04m34aZm3Z498计算传动比误差: 合适98.562710%.95齿宽: 则取 0.ba42b34103b:低速级大齿轮: 4125498Z低速级小齿轮: 337验算轮齿弯曲强度:查课本第 167页表 11-9得: 32.65FY42.5FY9按最小齿宽 计算:4125b 33 33221.59.61047.94FF FKTYMpabmZ 安全。423 40.7F FYMpa齿轮的圆周速度: 327680.12/601dnVms查课本第 162页表 11-2知选用 9级的的精度是合适的。八 减速器机体结构尺寸如下:名称 符号计算公式 结果箱座厚度 83025.a10箱盖厚度 11 9箱盖凸缘厚度b. 12箱座凸缘厚度b5.115箱座底凸缘厚度2.2 25地脚螺钉直径fd12036.af M24地脚螺钉数目n查手册 6轴承旁联结螺栓直径1dfd72.01M12盖与座联结螺栓直径2=(0.5 2d:0.6) fM1010轴承端盖螺钉直径3d=(0.4 0.5)3:f10视孔盖螺钉直径4d=(0.3 0.4)4:f 8定位销直径 d=(0.7 0.8)2 8, ,fd1至外箱壁2的距离1C查手册表 112 342218, 至凸fd2缘边缘距离2C查手册表 112 2816外箱壁至轴承端面距离1l= + +(5 101l2:)50大齿轮顶圆与内箱壁距离11.21 15齿轮端面与内箱壁距离22 10箱盖,箱座肋厚m,1 85.0,.1198.5轴承端盖外径2D+(5 5.52:) 3d120(1 轴)125(2 轴)11150(3 轴)轴承旁联结螺栓距离S2D120(1 轴)125(2 轴)150(3 轴)九 轴的设计:1高速轴设计:材料:选用 45号钢调质处理。查课本第 230页表 14-2取 C=100。35Mpa各轴段直径的确定:根据课本第 230页式 14-2得:又因为装小带轮的电动机轴径 ,又因为高1min33.20.48PdC 38d速轴第一段轴径装配大带轮,且 所以查手册第 9页表 1-1610.823d:取 。L 1=1.75d1-3=60。136d因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以查手册 85页表2407-12取 ,L 2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。2段装配轴承且 ,所以查手册 62页表 6-1取 。选用 6009轴承。3d32d 345dL3=B+ +2=16+10+2=28。3段主要是定位轴承,取 。L 4根据箱体内壁线确定后在确定。4 450装配齿轮段直径:判断是不是作成齿轮轴: 5d查手册 51页表 4-1得:412.5fdetm13.tm得:e=5.96.25。12段装配轴承所以 L6= L3=28。6d6345d2 校核该轴和轴承:L 1=73 L2=211 L3=96作用在齿轮上的圆周力为: 10.912485tTFNd径向力为 28473rtgt作用在轴 1带轮上的外力: 13.Q求垂直面的支反力: 2110738rVlFN212rV求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图: 3271057.6avMFl Nm184求水平面的支承力:由 得12()HtFllN12129481773tlN2 5HtF求并绘制水平面弯矩图: 3197108.2aHMl m2554FN求 F在支点产生的反力: 312961.834.7l21.2.157.F N13求并绘制 F力产生的弯矩图: 32312.896018.7FMl N 472aF在 a处产生的弯矩: 3138.10.7l Nm求合成弯矩图:考虑最不利的情况,把 与 直接相加。aFM2avH2 27.5.618.96.1aFaVHMNm 24求危险截面当量弯矩:从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.62222()196.(0.16.9)0.4aeMTNm计算危险截面处轴的直径:因为材料选择 调质,查课本 225页表 14-1得 ,查课本 231页#45 650BMPa表 14-3得许用弯曲应力 ,则:160bMPa3331206.2.50.ebMdm因为 ,所以该轴是安全的。54add3轴承寿命校核:轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,610()thPCfLhn所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.2,tpf3按最不利考虑,则有: 2211809784.72.rvHFF N223516r14则 因此所该轴承符合要求。663101029.510()()6.34.8thPCfLhn年4弯矩及轴的受力分析图如下:轴 15键的设计与校核: 根据 ,确定 V带轮选铸铁 HT200,参考教材表 10-9,由136,0.9dT于 在 范围内,故 轴段上采用键 : , 108:1dbh108采用 A型普通键:键校核.为 L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得l15查课本 155页表 10-10 所选键31406.917.385pTMpadlh 506b:为: :b中间轴的设计:材料:选用 45号钢调质处理。查课本第 230页表 14-2取C=100。35Mpa根据课本第 230页式 14-2得: 2min33.106.8PdC段要装配轴承,所以查手册第 9页表 1-16取 ,查手册 62页表 6-11d 14选用 6208轴承,L 1=B+ + + =18+10+10+2=40。32:装配低速级小齿轮,且 取 ,L 2=128,因为要比齿轮孔长度少2 21d245。3:段主要是定位高速级大齿轮,所以取 ,L 3= =10。3d 360d4装配高速级大齿轮,取 L4=84-2=82。4 45d段要装配轴承,所以查手册第 9页表 1-16取 ,查手册 62页表 6-15 5选用 6208轴承,L 1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43。323:校核该轴和轴承:L 1=74 L2=117 L3=94作用在 2、3 齿轮上的圆周力: 2470.127095tTFNdN33.89t径向力: 2702985rtFgt38316rt N求垂直面的支反力1632311()985(174)3691rrVFll N232620rVr计算垂直弯矩: 317410.9aVmMFl Nm32()6(741)851705.nrl Nm求水平面的支承力:32311()80924586741ttHFll23158630ttHN计算、绘制水平面弯矩图: 314586702.aHmMFl m3232()8(741)80917295.ntl Nm求合成弯矩图,按最不利情况考虑: 22.93.amavHmNm530nnM求危险截面当量弯矩:从图可见,m-m,n-n 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.62222()30(.6470.3)1.eanMTNm 28m计算危险截面处轴的直径:n-n截面: 333140.90.6ebdm17m-m截面: 333140.90.6ebMdm由于 ,所以该轴是安全的。425m轴承寿命校核:轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的610()thPCfLhn作用,所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.,tpf3222113645896rvHFN22073r则 ,轴承使用寿命在 年范围66212.0()()2.108thPCfLhyn23:内,因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下:18键的设计与校核:已知 参考教材表 10-11,由于 所以取4225,70.3dTNm 2(450)d:19bh因为齿轮材料为 45钢。查课本 155页表 10-10得 12b:L=128-18=110取键长为 110. L=82-12=70取键长为 70根据挤压强度条件,键的校核为: 32470.82.95914b bTMpadhl32470.15459b bTMpadhl所以所选键为: :970bhl:1490hl从动轴的设计:确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式 14-2得:考虑到该轴段上开有键槽,因此取331.56107.19PdCmn查手册 9页表 1-16圆整成标准值,取157.(%). 163dm为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径 。270查手册 85页表 7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取 。设计轴段 ,为使轴承装拆方便,查手册 62页,表 6-1,取 ,采用3d挡油环给轴承定位。选轴承 6215: 。130,25,84aDBd375设计轴段 ,考虑到挡油环轴向定位,故取4 0设计另一端轴颈 ,取 ,轴承由挡油环定位,挡油环另一7d735dm端靠齿轮齿根处定位。19 轮装拆方便,设计轴头 ,取 ,查手册 9页表 1-16取 。6d67d680dm设计轴环 及宽度 b5d使齿轮轴向定位,故取 取56280(.7803)97.2dhm510d,1.4.(0783)12bhm确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).1l 107lL250meL因为 ,所以22459Bm2519650leLm轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短631hl: 23:338l其它各轴段长度由结构决定。(4) 校核该轴和轴承:L 1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力: 3342159.08194tTFNd径向力: 25rtgt302159.02977FN求垂直面的支反力: 214.520897.rVl2167rVFN计算垂直弯矩:203286704.5180.avMFl Nm.m19.2.5v求水平面的支承力。 2104.581032tHlFN21795t计算、绘制水平面弯矩图。 313584.107.aHMFl Nm2962求 F在支点产生的反力 312471580l N21940F求 F力产生的弯矩图。 32347161Ml N1589.0.mFF在 a处产生的弯矩: 317.1.mFl N求合成弯矩图。考虑最不利的情况,把 与 直接相加。mFM2avH210.8.476.38.amFavHMNm求危险截面当量弯矩。从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数 )0.622223()68(0.159)4.ameTNm21计算危险截面处轴的直径。因为材料选择 调质,查课本 225页表 14-1得 ,查课本 231#45 650BMPa页表 14-3得许用弯曲应力 ,则:160bMPa3331257.0.0.ebMdm考虑到键槽的影响,取 1.60.3d因为 ,所以该轴是安全的。58dm(5) 轴承寿命校核。轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的610()thPCfLhn作用,所以 ,查课本 259页表 16-9,10 取 取rPF 1,.2,tpf3按最不利考虑,则有: 2211085738764rvHFF N则 ,66331010.0()()64.89.27thPCfLhyn该轴承寿命为 64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。(6)弯矩及轴的受力分析图如下:22(7)键的设计与校核:因为 d1=63装联轴器查课本 153页表 10-9选键为 查课本 155页:18bh表 10-10得 012b:因为 L1=107初选键长为 100,校核 所以所3467.50118bTMpadlh选键为: :810bhl装齿轮查课本 153页表 10-9选键为 查课本 155页表 10-680d :214bh10得 12b因为 L6=122初选键长为 100,校核 3465.076.2814bTMpadlh所以所选键为: .:2140bhl十 高速轴大齿轮的设计23因 采用腹板式结构347.50adm代号 结构尺寸和计算公式 结果轮毂处直径 1D.61.45sd72轮毂轴向长度 LB84倒角尺寸 n0.nm1齿根圆处的厚度 00(2.54)n10腹板最大直径 1D10fd321.25板孔直径 0d01.25()62.5腹板厚度 c.3cb齿 宽 25.2电动机带轮的设计代号 结构尺寸和计算公式 结果sd手册 157 页 38mmh(1.82).38hsd68.4mmL5s取 60mmrd()1521raHm81mm002hrd74.7mms(.3)0.sB10mm115115mm220.5mm十一.联轴器的选择:计算联轴器所需的转矩: 查课本 269表 17-1取 CATK1.5AK查手册 94页表1.57.623.4CA Nm8-7选用型号为 HL6的弹性柱销联轴器。24十二润滑方式的确定:因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于 ,所以采用脂润滑,箱体内选用 SH0357-92中的5(1.2)0./minr50号润滑,装至规定高度。十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。十四.参考资料:机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。机械设计课程设计指导书 (第二版)罗圣国,李平林等主编。机械课程设计 (重庆大学出版社)周元康等主编。机械设计基础 (第四版)课本杨可桢 程光蕴 主编。25
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