展开式二级圆柱齿轮减速器设计【F=1.8 V=0.8 D=420】
机械设计课程设计说明书设计课题: 二级斜齿圆柱减速器设计 专业班级: 学生姓名: 指导教师: 设计时间: 工程技术学院二级斜齿圆柱减速器设计 课程设计任务书姓 名: 专 业: 班 级: 指导教师: 职 称:课程设计题目:带式输送机传动装置(展开式二级斜齿轮减速器)已知技术参数和设计要求:输送带的拉力 F(KN):2.8KN;滚筒直径 D(mm):300mm ;带速 V(m/s ):0.8m/s;该装置连续单向传送,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度 35 度,输送带速度允许误差5%。两班制,工作寿命 8 年(设每年工作 300 天) ,四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修。所需仪器设备:支持 AutoCAD2007 的计算机成果验收形式:课程设计答辩参考文献:濮良贵, 纪名刚. 机械设计. 第八版. 高等教育出版社. 2006.吴宗泽, 罗圣国. 机械设计课程设计手册. 第三版. 高等教育出版社. 2006.时间安排第一阶段,总体计算和传动件的参数计算;第二阶段,轴与轴系零件的设计;第三阶段,轴、轴系、联轴器、键的校核;第四阶段,零件图、装配图的绘制。指导教师: 教研室主任: 年 月 日工程技术学院 二级斜齿减速器 课程设计成绩评定表专业: 班级: 学号: 姓名: 课题名称 二级展开式圆柱斜齿轮减速器 设计任务与要求设计任务:1.减速器装配图一张;2.零件工作图 2 张( 齿轮和轴,同组的同学不能画相同的零件);3.设计计算说明书一份4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。设计要求:1、综合运用先修课理论,培养分析和解决工程实际问题的能力。2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。3、进行机械设计基本技能训练。 (计算、绘图、使用技术资料) 。指导教师评语建议成绩: 指导教师:课程小组评定评定成绩: 课程负责人:年 月 日目 录一、设计任务书 2二、电动机的选择 .5三、计算传动装置的运动和动力参数 7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算(齿轮)11六、轴的设计 .25七、轴承的校核计算 34八、键的选择校核 .36九、箱体及其附件的结构设计 .38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 41十一、设计总结.42十二、参考资料.44目 录一、设计任务书 2二、电动机的选择 .5三、计算传动装置的运动和动力参数 7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算(齿轮)11六、轴的设计 .25七、轴承的校核计算 34八、键的选择校核 .36九、箱体及其附件的结构设计 .38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 41十一、设计总结.42十二、参考资料.44( 注:内容用四号宋体)计算机说明 结果第一部分 设计任务书一、 设计任务书1,技术参数:运输带拉力 F: 1.8kN卷筒转速 n:0.8r/s卷筒直径 D:420 mm2,工作条件:间歇工作,载荷平稳,传动可逆转,启动载荷为名义载荷的 1.25 倍。传动比误差为5%,两班制,工作年限8 年(每年 300 个工作日) 。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳,能实现一定的传动比。设计方案:第二部分 电动机的选择电动机的选择:选择依据:功率 P、转速 n1、确定运输机功率(1)传送带处的功率KW24.Fvw已知:输送带工作拉力:F=2.8KN工作速度:V=0.8m/s(2)确定电动机额定功率 dp电动机所需功率: /w总效率: n321由机械设计课程设计手册17 查得:8 级精度齿轮传动效率 1=0.97 V 带传动效率 2=0.96 低速机联轴器效率 3=0.98一轴、二轴、三轴轴承(滚动轴承)效率 4=0.99卷筒传递效率 5=0.96由 134 得: 80.321由 131 得: wkpwd.2 确定电动机的转速 n24.Pwkw 8.2pdkw工作机的转速 wn由 106/DV 已知:V输送带带速(V=0.8m/s)D卷筒直径(D=300mm)计算得: wn =50.96r/min 电动机的转速: 总iwd其中:二级减速器 (840)1皮带 (24)i2则: (16160 )i总(815.368153.6)r/minnd根据电动机所需功率:kw、 (815.368153.6 )r/min8.2pdd由机械设计课程设计手册表 12-1Y 系列(IP44 )电动机的技术数据,选定电动机型号为 Y100L2S-4,技术数据如下:额定功率: 满载转速:nm=1430 r/minkw3P额同步转速:n=1500 r/min第二部分 计算传动装置的运动和动力参数一、 传动比的分配分配原则:各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑。wn=50.96 r/min(16i总160)(81nd5.368153.6)r/min kw3P额nm=1430 r/minn=1500 r/min= =i总 减 i高 低 i带 nwm其中: 减 速 器 传 动 比减 减 速 器 内 高 速 级 传 动 比高i减 速 器 内 低 速 级 传 动 比低 皮带传动比i带电 动 机 的 满 载 转 速mn工 作 机 转 速w低高 )( ii3.12 已知:nm=1430 r/min n=50.96 r/min则: 06.289.5/40iw总由设计手册推荐:展开式二级圆柱齿轮减速器 低高 ii).13(, 取: =1.4 , =3高 低 带则: =3.618, =2.584 i高 i低二、 计算传动装置的运动和动力参数即计算各轴的转速、转矩和功率(1)各轴转速:一轴: r/min67.41nm带二轴: r/min5.312高三轴: r/min9.023低06.28i总 67.41n5329.0(2)各轴输入功率:一轴: kw68.29101pd二轴: kw5782三轴: kw4.63(3)各轴扭矩:=18.7npTmdd950N一轴: 53801m二轴: 72三轴: 463N运动和动力参数的计算数值列表如下:轴号 功率 P 扭矩 T 转速 n电动机轴 3 18.7 1430I 轴 2.688 53850 476.67II 住 2.58 187000 131.75III 轴 2.48 464480 50.99第四部分 带的设计计算一、已知电动机的功率 P=3kw,转速 n=1430r/min,带传动比 =3,每天工作 16h。i带1、确定计算功率由机械设计表 8-7 查得 ,故1.AK68.21p54.353801T724633.pcakw3.1.PKpAca2、选择 V 带类型根据 和 n,由图 8-11 选用 A 型带。ca3、确定带轮的基准直径 ,并验算带速 vd1由机械设计表 8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径 =90mm,d1验算带速 v= =6.74m/s106nd因为 5m/sF0)min8、计算压轴力 p压轴力的最小值=)(minFpNz825sin21m)(0第五部分 传动件齿轮的设计计算1、高速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择因传动功率不大,转速不高,均用软齿面,齿轮精度用 8 级,软齿面闭式传动,失效形式为点蚀。两班制,使用年限为 8 年(每年按 300 天算) 。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,二者材料硬度差为 40HBS。2、设计计算(1)设计准则:按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面疲劳强度计算:由机械设计中 式 10-21:128p)(minFpN82523311)(2HEdt ZuTK(3)初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 618.3i高根据已知: )( 402Z1, 12Zi选小齿轮的齿数为 24,则大齿轮齿数为=4 22=76,初选螺旋角 。2(4)确定公式中的各计算数值(a)初选载荷系数 ; 6.1tK(b)计算小齿轮传递的扭矩: 1950npT=54000NmmT1(c)已知 , , =76241Z由机械设计 P215 图 10-26 查得: =0.78,1=0.872得: = + =1.6512(d)由机械设计 P217 图 10-30 查得:区域系数43.HZ(e)由 机械设计 P205 表 10-7 查得:齿宽系数 0.1d(f)由机械设计P201 表 10-6 查得:材料弹性影241Z=76响系数 218.9MPaZE(g)由机械设计 P209 图 10-21d 查得:按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ,大齿轮MPaH6501lim的接触疲劳强度极限 H2li(h)由机械设计 P206 式 10-13 计算应力循环次数N:1091.60Lhjn824.3(i)由机械设计 P207 图 10-19 取解除疲劳系数:, 90.1NHK95.02NHK(j)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P205 式 10-12 得:SKNHlimMPaHN581li1SH702lim2则许用应力MPaHH5.721(5)计算109.N8243=44.dt14mm smv/1.(a)试算小齿轮分度圆直径 td1,代入 H中较小的值 23311)(2HEdtt ZuTK=44.4mm(b)计算圆周速度smvnt /1.061(c)计算齿宽=44.4mmdtb1(d)计算齿宽与齿高之比模数 1.8mm zmtt1cos齿高 =4.04mmth25.10.99b(e)计算纵向重合度=1.903tan318.0zd(f)计算载荷系数 K根据 v=1.11m/s,8 级精度,由图 10-8 查得动载系数 1.08vK小齿轮相对于支撑非对称布置时,齿向载荷分布系数 ,由表 10-2 查得:使用系数45.1 1.AK=1.8mt=4.04h10.99 b由机械设计 P198 图 10-13 查得: 6.1FK由机械设计 P195 表 10-3 查得: 4H故载荷系数2.41 FFVA KKKKK(g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式 10-10amkdtt9.5031(h)计算模数06.2cos1zn(3)按齿根弯曲强度计算由式 10-17: 321cosFSadn YZKTm1)确定计算参数(a 计算载荷系数 2.66FVA(b)根据纵向重合度 由图 10-28 查903.1得;螺旋角影响系数 8.Y(c)计算当量齿数26.27cos31ZVmd9.50106.2n2.66K26.27ZV195.24V295.24cos32ZV(d)查取齿形系数由表 10-5 查得: 2.65, 2.206 YFa1Fa2(e)查取应力校正系数由表 10-5 查得; 1.58 , 1.777Sa1YSa2(f)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限, ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE601。452(g)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数0.85, KFN18.02FN(h)计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P205 式 10-13 得:364.29MPaSFEN11282.86MPaK22(i)计算大小齿轮的 FSAaY,并加以比较,取其较大值计算模数 0.01149359, FYSa10.01385867Sa2F1364.29M Pa=F2282.86M Pa比较之后取 2FSaY(2)设计计算法向模数 mN6.1对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,即 0.2nm,已可以满足弯曲强度,但是为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm。来9.51d计算应有模数,于是有: 24.7。mZncos1取 ,则 。2519024)几何尺寸计算(a)计算中心距,maZn5.18cos2)(1将中心圆整为 119mm.(b)按圆整后的中心距修正螺旋角8.14cos2)(ar1onZ因 角变化不大,故参数 、 K、 H等不必修正。(c)计算大、小齿轮的分度圆直径51.7mmcos1mZdn186.2mm2n251Z9021a8.14o7.51dmm 2.86mm51.7bmm42Bmm51mm(d)计算齿轮宽度51.7mmdb1根据机械设计 p205,将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。则: mm, mm。52B512、低速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择因传动功率不大,转速不高,均用软齿面,齿轮精度用 8 级,软齿面闭式传动,失效形式为点蚀。两班制,使用年限为 8 年(每年按 300 天算) 。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,二者材料硬度差为 40HBS。2、设计计算(1)设计准则:按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面疲劳强度计算:由机械设计中 P218 式 10-21:23311)(HEdt ZuTK(3)初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 241Z=62=1870T200 初定齿数比 584.2iu低根据已知: )( 0Z1, 12Zi选小齿轮的齿数为 ,则大齿轮齿数为1=2.584 24=62,初选螺旋角 4。2(4)确定公式中的各计算数值(a)初选载荷系数 ; 6.1tK(b)计算小齿轮传递的扭矩: =187000NmmT2(c)已知 , , =62241Z由机械设计P215 图 10-26 查得: =0.78,1=0.852得: = + =1.6312(d)由 机械设计 P217 图 10-30 查得:区域系数43.HZ(e)由机械设计 P205 表 10-7 查得:齿宽系数 0.1d(f)由机械设计P201 表 10-6 查得:材料弹性影响系数 218.9MPaZE(g)由 机械设计 P209 图 10-21d 查得:按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ,大MPaH6501lim齿轮的接触疲劳强度极限 H2li(h)由 机械设计 P206 式 10-13 计算应力循环次Nmm=1.631084.3N827.数 N:10814.360Lhjn827.(i)由机械设计 P207 图 10-19 取解除疲劳系数:, 9.01HNK93.02NHK(j)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 P205 式 10-12 得: SKNHlimMPaSKHN5981lim1H2li2则许用应力PaHH5.3421(6)计算(a)试算小齿轮分度圆直径 td1,代入 H中较小的值 23311)(2HEdtt ZuTK=68.75mm(b)计算圆周速度=1H598MPa2H558MPa=H578MPa smv/47.068.75bmm=2.78mt6.25hmm smvndt /47.016(c)计算齿宽=68.75mmdtb1(d)计算齿宽与齿高之比模数 =2.78 zmtt1cos齿高 =6.25mmth25.11b(e)计算纵向重合度=1.903tan318.0zd(f)计算载荷系数 K根据 v=0.47m/s,8 级精度,由图 10-8 查得动载系数 1.03vK小齿轮相对于支撑非对称布置时,齿向载荷分布系数 ,由表 10-2 查得:使用系数 459.1H 1.AK由机械设计 P198 图 10-13 查得: 6.1FK由机械设计 P195 表 10-3 查得: 4.FH故载荷系数2.31 FFVA KKKKK11hbK=2.31md7.1.3n(g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式 10-10amkdtt7.31(h)计算模数14.3cos1zn(4)按齿根弯曲强度计算由式 10-17: 321cosFSadn YZKTm1)确定计算参数(a 计算载荷系数 2.54 KFVA(b)根据纵向重合度 由图 10-28 查得;903.1螺旋角影响系数 8.Y(c)计算当量齿数26.27cos31ZV67.8732(d)查取齿形系数由表 10-5 查得: 2.65, 2.272 YFa1Fa2(e)查取应力校正系数由表 10-5 查得; 1.58 , 1.734Sa1YSa2(f)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2.54K26.27ZV167.87V2, ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE601。452(g)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数0.88, KFN190.2FN(h)计算弯曲疲劳许用应力由机械设计 P205 式 10-13 得:377.14MPaSFEN11289.29MPaK22(i)计算大小齿轮的 FSAaY,并加以比较,取其较大值计算模数 0.011102, FYSa10.013618Sa2比较之后取 2FSaY(3)设计计算法向模数 516.mn对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,即 ,5.2mn已可以满足弯曲强度,但是为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm。来7.1dF1377.14MPaF2289.29MPa301Z782139amm计算应有模数,于是有: 30.16。mdZncos1取 ,则 。307824)几何尺寸计算(a)计算中心距,13.9cos243Za将中心圆整为 139mm.(b)按圆整后的中心距修正螺旋角79.13cos2)(ar1 onmZ因 角变化不大,故参数 、 K、 H等不必修正。(c)计算大、小齿轮的分度圆直径77.2mmcos13Znd226.68mm24mn(d)计算齿轮宽度77.2mmdb1根据机械设计p205,将小齿轮宽度在圆整后加宽 510mm。则: mm, mm。784B823第六部分 轴的设计79.13784Bmm23mm1、高速级轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p1n1T1=2.688kw, =476.67r/minp=53854NmmT12、求作用在齿轮 I 上的力:齿轮 I 的分度圆直径 =51.7mmd12083NdTFt1784.3Ncosantr550.44NFta3、初步确定轴的最小直径按机械设计 P370 式 15-2 初步估计轴的最小直径选取材料为 45 钢,调制处理,根据表 15-3(P370) ,取 150A20.83mm31minPd轴上开一个键槽,轴径增大 6%。19.94mm%)6(8.20min4、轴的结构设计:(1)拟定轴上零件的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3)初选深沟球轴承,其型号为 6206,内径为30mm,基本尺寸为 。mBDd16230(4)轴上零件的周向固定带轮采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长 。mhb6L36(5)确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表 1-27,取轴端倒角为 451。根据以上数据画出轴的结构简图,如下:5、求轴上载荷已知: 083N, 784.3N,Ft r550.44N。a设该轴齿轮轴的旋向式左旋。, ,mL8215.142 mL5.473由材料力学知识得:水平支反力:, 。NFNH41.51NH92.15672mM04垂直支反力 mNMa798.13,FNV240NV5.8625.6合成弯矩: mVH.10222mT5384高 速 轴 受 力 分 析6、按弯扭合成应力,由于扭转切应力为脉动循环应力(P373) 。取 6.0,计算轴的应力:8.02MPaWTMca)(22前方已选定材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得pa601,由于 1ca,故安全。二、中间轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p2n2T3=2.58kw, =131.75 r/minp2=187000 NmT32、求作用在齿轮上的力:高速大齿轮的分度圆直径 =186.2mm,低速小齿d2轮分度圆直径 =77.2mmd32008.593NTFt2756.15Ncostanr530.693Nt2a4844.56NdTFt31815.68Ncostanr1189.85Nt3a3、初步确定轴的最小直径按机械设计P370 式 15-2 初步估计轴的最小直径选取材料为 45 钢,调制处理,根据表 15-3(P370) ,取 120A30.19mm32minPd轴上开两个键槽,轴径增大 10%。35.2 35mm%)10(7.min 4、轴的结构设计:(1)拟定轴上零件的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3)初选深沟球轴承,其型号为 6207,内径为35mm,基本尺寸为 。mBDd17235(4)轴上零件的周向固定齿轮 1 采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长 。mhb82mL32齿轮 2 采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长140(6)确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表 1-27,取轴端倒角为 51。根据以上数据画出轴的结构简图,如下:6、求轴上载荷已知: 2008.593N, Ft2756.15N, 530.693Nr a24844.56N, t31815.68N, 1189.85N Fr a3, ,mL5.621812 mL5.473由材料力学知识得:水平支反力: ,NNH.30941。FNH82.3752mMNH.垂直支反力: , FV7105NV82.72, N64.28合成弯矩: mNMNVH76.293102mT1870处理,由表 15-1 查得 pa6,由于 1ca,故安全。三、低速级轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p3n3T3=2.48kw, =50.99r/minp3=464480NmmT目 录一、设计任务书 2二、电动机的选择 .5三、计算传动装置的运动和动力参数 7四、带的设计计算.9五、传动件设计计算(齿轮)11六、轴的设计 .25七、轴承的校核计算 34八、键的选择校核 .36九、箱体及其附件的结构设计 .38十、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 41十一、设计总结.42十二、参考资料.44( 注:内容用四号宋体)计算机说明 结果第一部分 设计任务书一、 设计任务书1,技术参数:运输带拉力 F: 1.8kN卷筒转速 n:0.8r/s卷筒直径 D:420 mm2,工作条件:间歇工作,载荷平稳,传动可逆转,启动载荷为名义载荷的 1.25 倍。传动比误差为5%,两班制,工作年限8 年(每年 300 个工作日) 。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳,能实现一定的传动比。设计方案:第二部分 电动机的选择电动机的选择:选择依据:功率 P、转速 n1、确定运输机功率(1)传送带处的功率KW24.Fvw已知:输送带工作拉力:F=2.8KN工作速度:V=0.8m/s(2)确定电动机额定功率 dp电动机所需功率: /w总效率: n321由机械设计课程设计手册17 查得:8 级精度齿轮传动效率 1=0.97 V 带传动效率 2=0.96 低速机联轴器效率 3=0.98一轴、二轴、三轴轴承(滚动轴承)效率 4=0.99卷筒传递效率 5=0.96由 134 得: 80.321由 131 得: wkpwd.2 确定电动机的转速 n24.Pwkw 8.2pdkw工作机的转速 wn由 106/DV 已知:V输送带带速(V=0.8m/s)D卷筒直径(D=300mm)计算得: wn =50.96r/min 电动机的转速: 总iwd其中:二级减速器 (840)1皮带 (24)i2则: (16160 )i总(815.368153.6)r/minnd根据电动机所需功率:kw、 (815.368153.6 )r/min8.2pdd由机械设计课程设计手册表 12-1Y 系列(IP44 )电动机的技术数据,选定电动机型号为 Y100L2S-4,技术数据如下:额定功率: 满载转速:nm=1430 r/minkw3P额同步转速:n=1500 r/min第二部分 计算传动装置的运动和动力参数一、 传动比的分配分配原则:各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑。wn=50.96 r/min(16i总160)(81nd5.368153.6)r/min kw3P额nm=1430 r/minn=1500 r/min= =i总 减 i高 低 i带 nwm其中: 减 速 器 传 动 比减 减 速 器 内 高 速 级 传 动 比高i减 速 器 内 低 速 级 传 动 比低 皮带传动比i带电 动 机 的 满 载 转 速mn工 作 机 转 速w低高 )( ii3.12 已知:nm=1430 r/min n=50.96 r/min则: 06.289.5/40iw总由设计手册推荐:展开式二级圆柱齿轮减速器 低高 ii).13(, 取: =1.4 , =3高 低 带则: =3.618, =2.584 i高 i低二、 计算传动装置的运动和动力参数即计算各轴的转速、转矩和功率(1)各轴转速:一轴: r/min67.41nm带二轴: r/min5.312高三轴: r/min9.023低06.28i总 67.41n5329.0(2)各轴输入功率:一轴: kw68.29101pd二轴: kw5782三轴: kw4.63(3)各轴扭矩:=18.7npTmdd950N一轴: 53801m二轴: 72三轴: 463N运动和动力参数的计算数值列表如下:轴号 功率 P 扭矩 T 转速 n电动机轴 3 18.7 1430I 轴 2.688 53850 476.67II 住 2.58 187000 131.75III 轴 2.48 464480 50.99第四部分 带的设计计算一、已知电动机的功率 P=3kw,转速 n=1430r/min,带传动比 =3,每天工作 16h。i带1、确定计算功率由机械设计表 8-7 查得 ,故1.AK68.21p54.353801T724633.pcakw3.1.PKpAca2、选择 V 带类型根据 和 n,由图 8-11 选用 A 型带。ca3、确定带轮的基准直径 ,并验算带速 vd1由机械设计表 8-6 和表 8-8 取小带轮的基准直径 =90mm,d1验算带速 v= =6.74m/s106nd因为 5m/sF0)min8、计算压轴力 p压轴力的最小值=)(minFpNz825sin21m)(0第五部分 传动件齿轮的设计计算1、高速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择因传动功率不大,转速不高,均用软齿面,齿轮精度用 8 级,软齿面闭式传动,失效形式为点蚀。两班制,使用年限为 8 年(每年按 300 天算) 。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,二者材料硬度差为 40HBS。2、设计计算(1)设计准则:按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面疲劳强度计算:由机械设计中 式 10-21:128p)(minFpN82523311)(2HEdt ZuTK(3)初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 初定齿数比 618.3i高根据已知: )( 402Z1, 12Zi选小齿轮的齿数为 24,则大齿轮齿数为=4 22=76,初选螺旋角 。2(4)确定公式中的各计算数值(a)初选载荷系数 ; 6.1tK(b)计算小齿轮传递的扭矩: 1950npT=54000NmmT1(c)已知 , , =76241Z由机械设计 P215 图 10-26 查得: =0.78,1=0.872得: = + =1.6512(d)由机械设计 P217 图 10-30 查得:区域系数43.HZ(e)由 机械设计 P205 表 10-7 查得:齿宽系数 0.1d(f)由机械设计P201 表 10-6 查得:材料弹性影241Z=76响系数 218.9MPaZE(g)由机械设计 P209 图 10-21d 查得:按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ,大齿轮MPaH6501lim的接触疲劳强度极限 H2li(h)由机械设计 P206 式 10-13 计算应力循环次数N:1091.60Lhjn824.3(i)由机械设计 P207 图 10-19 取解除疲劳系数:, 90.1NHK95.02NHK(j)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P205 式 10-12 得:SKNHlimMPaHN581li1SH702lim2则许用应力MPaHH5.721(5)计算109.N8243=44.dt14mm smv/1.(a)试算小齿轮分度圆直径 td1,代入 H中较小的值 23311)(2HEdtt ZuTK=44.4mm(b)计算圆周速度smvnt /1.061(c)计算齿宽=44.4mmdtb1(d)计算齿宽与齿高之比模数 1.8mm zmtt1cos齿高 =4.04mmth25.10.99b(e)计算纵向重合度=1.903tan318.0zd(f)计算载荷系数 K根据 v=1.11m/s,8 级精度,由图 10-8 查得动载系数 1.08vK小齿轮相对于支撑非对称布置时,齿向载荷分布系数 ,由表 10-2 查得:使用系数45.1 1.AK=1.8mt=4.04h10.99 b由机械设计 P198 图 10-13 查得: 6.1FK由机械设计 P195 表 10-3 查得: 4H故载荷系数2.41 FFVA KKKKK(g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式 10-10amkdtt9.5031(h)计算模数06.2cos1zn(3)按齿根弯曲强度计算由式 10-17: 321cosFSadn YZKTm1)确定计算参数(a 计算载荷系数 2.66FVA(b)根据纵向重合度 由图 10-28 查903.1得;螺旋角影响系数 8.Y(c)计算当量齿数26.27cos31ZVmd9.50106.2n2.66K26.27ZV195.24V295.24cos32ZV(d)查取齿形系数由表 10-5 查得: 2.65, 2.206 YFa1Fa2(e)查取应力校正系数由表 10-5 查得; 1.58 , 1.777Sa1YSa2(f)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限, ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE601。452(g)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数0.85, KFN18.02FN(h)计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P205 式 10-13 得:364.29MPaSFEN11282.86MPaK22(i)计算大小齿轮的 FSAaY,并加以比较,取其较大值计算模数 0.01149359, FYSa10.01385867Sa2F1364.29M Pa=F2282.86M Pa比较之后取 2FSaY(2)设计计算法向模数 mN6.1对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,即 0.2nm,已可以满足弯曲强度,但是为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm。来9.51d计算应有模数,于是有: 24.7。mZncos1取 ,则 。2519024)几何尺寸计算(a)计算中心距,maZn5.18cos2)(1将中心圆整为 119mm.(b)按圆整后的中心距修正螺旋角8.14cos2)(ar1onZ因 角变化不大,故参数 、 K、 H等不必修正。(c)计算大、小齿轮的分度圆直径51.7mmcos1mZdn186.2mm2n251Z9021a8.14o7.51dmm 2.86mm51.7bmm42Bmm51mm(d)计算齿轮宽度51.7mmdb1根据机械设计 p205,将小齿轮宽度在圆整后加宽510mm。则: mm, mm。52B512、低速级减速齿轮设计1、齿轮的材料、精度和齿数的选择因传动功率不大,转速不高,均用软齿面,齿轮精度用 8 级,软齿面闭式传动,失效形式为点蚀。两班制,使用年限为 8 年(每年按 300 天算) 。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,二者材料硬度差为 40HBS。2、设计计算(1)设计准则:按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面疲劳强度计算:由机械设计中 P218 式 10-21:23311)(HEdt ZuTK(3)初定齿数比 u 和大小齿数以及螺旋角 241Z=62=1870T200 初定齿数比 584.2iu低根据已知: )( 0Z1, 12Zi选小齿轮的齿数为 ,则大齿轮齿数为1=2.584 24=62,初选螺旋角 4。2(4)确定公式中的各计算数值(a)初选载荷系数 ; 6.1tK(b)计算小齿轮传递的扭矩: =187000NmmT2(c)已知 , , =62241Z由机械设计P215 图 10-26 查得: =0.78,1=0.852得: = + =1.6312(d)由 机械设计 P217 图 10-30 查得:区域系数43.HZ(e)由机械设计 P205 表 10-7 查得:齿宽系数 0.1d(f)由机械设计P201 表 10-6 查得:材料弹性影响系数 218.9MPaZE(g)由 机械设计 P209 图 10-21d 查得:按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强的极限 ,大MPaH6501lim齿轮的接触疲劳强度极限 H2li(h)由 机械设计 P206 式 10-13 计算应力循环次Nmm=1.631084.3N827.数 N:10814.360Lhjn827.(i)由机械设计 P207 图 10-19 取解除疲劳系数:, 9.01HNK93.02NHK(j)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 P205 式 10-12 得: SKNHlimMPaSKHN5981lim1H2li2则许用应力PaHH5.3421(6)计算(a)试算小齿轮分度圆直径 td1,代入 H中较小的值 23311)(2HEdtt ZuTK=68.75mm(b)计算圆周速度=1H598MPa2H558MPa=H578MPa smv/47.068.75bmm=2.78mt6.25hmm smvndt /47.016(c)计算齿宽=68.75mmdtb1(d)计算齿宽与齿高之比模数 =2.78 zmtt1cos齿高 =6.25mmth25.11b(e)计算纵向重合度=1.903tan318.0zd(f)计算载荷系数 K根据 v=0.47m/s,8 级精度,由图 10-8 查得动载系数 1.03vK小齿轮相对于支撑非对称布置时,齿向载荷分布系数 ,由表 10-2 查得:使用系数 459.1H 1.AK由机械设计 P198 图 10-13 查得: 6.1FK由机械设计 P195 表 10-3 查得: 4.FH故载荷系数2.31 FFVA KKKKK11hbK=2.31md7.1.3n(g)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式 10-10amkdtt7.31(h)计算模数14.3cos1zn(4)按齿根弯曲强度计算由式 10-17: 321cosFSadn YZKTm1)确定计算参数(a 计算载荷系数 2.54 KFVA(b)根据纵向重合度 由图 10-28 查得;903.1螺旋角影响系数 8.Y(c)计算当量齿数26.27cos31ZV67.8732(d)查取齿形系数由表 10-5 查得: 2.65, 2.272 YFa1Fa2(e)查取应力校正系数由表 10-5 查得; 1.58 , 1.734Sa1YSa2(f)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限2.54K26.27ZV167.87V2, ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE601。452(g)由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数0.88, KFN190.2FN(h)计算弯曲疲劳许用应力由机械设计 P205 式 10-13 得:377.14MPaSFEN11289.29MPaK22(i)计算大小齿轮的 FSAaY,并加以比较,取其较大值计算模数 0.011102, FYSa10.013618Sa2比较之后取 2FSaY(3)设计计算法向模数 516.mn对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,即 ,5.2mn已可以满足弯曲强度,但是为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 mm。来7.1dF1377.14MPaF2289.29MPa301Z782139amm计算应有模数,于是有: 30.16。mdZncos1取 ,则 。307824)几何尺寸计算(a)计算中心距,13.9cos243Za将中心圆整为 139mm.(b)按圆整后的中心距修正螺旋角79.13cos2)(ar1 onmZ因 角变化不大,故参数 、 K、 H等不必修正。(c)计算大、小齿轮的分度圆直径77.2mmcos13Znd226.68mm24mn(d)计算齿轮宽度77.2mmdb1根据机械设计p205,将小齿轮宽度在圆整后加宽 510mm。则: mm, mm。784B823第六部分 轴的设计79.13784Bmm23mm1、高速级轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p1n1T1=2.688kw, =476.67r/minp=53854NmmT12、求作用在齿轮 I 上的力:齿轮 I 的分度圆直径 =51.7mmd12083NdTFt1784.3Ncosantr550.44NFta3、初步确定轴的最小直径按机械设计 P370 式 15-2 初步估计轴的最小直径选取材料为 45 钢,调制处理,根据表 15-3(P370) ,取 150A20.83mm31minPd轴上开一个键槽,轴径增大 6%。19.94mm%)6(8.20min4、轴的结构设计:(1)拟定轴上零件的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3)初选深沟球轴承,其型号为 6206,内径为30mm,基本尺寸为 。mBDd16230(4)轴上零件的周向固定带轮采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长 。mhb6L36(5)确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表 1-27,取轴端倒角为 451。根据以上数据画出轴的结构简图,如下:5、求轴上载荷已知: 083N, 784.3N,Ft r550.44N。a设该轴齿轮轴的旋向式左旋。, ,mL8215.142 mL5.473由材料力学知识得:水平支反力:, 。NFNH41.51NH92.15672mM04垂直支反力 mNMa798.13,FNV240NV5.8625.6合成弯矩: mVH.10222mT5384高 速 轴 受 力 分 析6、按弯扭合成应力,由于扭转切应力为脉动循环应力(P373) 。取 6.0,计算轴的应力:8.02MPaWTMca)(22前方已选定材料为 45 钢,调质处理,由表 15-1 查得pa601,由于 1ca,故安全。二、中间轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p2n2T3=2.58kw, =131.75 r/minp2=187000 NmT32、求作用在齿轮上的力:高速大齿轮的分度圆直径 =186.2mm,低速小齿d2轮分度圆直径 =77.2mmd32008.593NTFt2756.15Ncostanr530.693Nt2a4844.56NdTFt31815.68Ncostanr1189.85Nt3a3、初步确定轴的最小直径按机械设计P370 式 15-2 初步估计轴的最小直径选取材料为 45 钢,调制处理,根据表 15-3(P370) ,取 120A30.19mm32minPd轴上开两个键槽,轴径增大 10%。35.2 35mm%)10(7.min 4、轴的结构设计:(1)拟定轴上零件的装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3)初选深沟球轴承,其型号为 6207,内径为35mm,基本尺寸为 。mBDd17235(4)轴上零件的周向固定齿轮 1 采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长 。mhb82mL32齿轮 2 采用平键连接。由机械设计表 6-1 查得平键截面 ,键长140(6)确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表 1-27,取轴端倒角为 51。根据以上数据画出轴的结构简图,如下:6、求轴上载荷已知: 2008.593N, Ft2756.15N, 530.693Nr a24844.56N, t31815.68N, 1189.85N Fr a3, ,mL5.621812 mL5.473由材料力学知识得:水平支反力: ,NNH.30941。FNH82.3752mMNH.垂直支反力: , FV7105NV82.72, N64.28合成弯矩: mNMNVH76.293102mT1870处理,由表 15-1 查得 pa6,由于 1ca,故安全。三、低速级轴的设计与校核1、已知轴 I 传递效率 ,转速 ,转矩p3n3T3=2.48kw, =50.99r/minp3=464480NmmT
收藏
编号:486591
类型:共享资源
大小:1.67MB
格式:ZIP
上传时间:2019-01-13
15
积分
- 关 键 词:
-
展开式二级圆柱齿轮减速器设计【F=1.8
V=0.8
D=420】
展开式
二级
圆柱齿轮
减速器
设计
- 资源描述:
-
展开阅读全文
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
装配图网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。