机械设计课程设计-用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器(32页).doc
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1、-机械设计课程设计-用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器-第 31 页目 录1 设计任务22 传动方案分析23 原动件的选择与传动比的分配34 齿轮的设计55 轴的结构设计176.键校核327.滚动轴承的强度校核358.减速器附件的选择与设计409设计总结451设计任务设计一:用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机三班,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输链速度允许误差为链速度的5%。已知数据:传动带的圆周力:F=600N带速:v=1.7m/s滚筒直径:D=280mm2.传动方案分析教材上有6个传动方案,由于涡轮蜗杆的传动效率太低,传动比太大,又每个人都要选不同的方案
2、,我就选方案D3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择1、按工作要求求选用Y系列三相异步电动机,电压为220V。 2、选择电动机容量电动机所需工作功率,由公式, 又由根据带式运输机工作机的类型,可取工作机效率传动装置的总效率 =1*1*2*2*2*2*3*4 查机械设计课程设计的94页可大致得如下参数:联轴器效率,滚动轴承传动效率(一对),闭式直齿轮传动效率,闭式锥齿轮传动效率4=0.97代入得 电动机的功率 =1.21kw因载荷平稳,电动机的额定功率略大于即可,查表得,选用的电动机的额定功率为。3、确定电动机转速。卷筒轴工作转速为由6页中的表可知,两级展开式圆柱齿轮减速器一般传动比为范
3、围为,则总传动比合理范围为8-15,故电动机转速的可选范围为 927.2-1738r/min 查书上209页Y系列三相异步电动机的技术参数,选型号为Y100L-6额定功率为1.5kw,满载转速为940r/min,最大转矩2.2r/min的电动机3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比:由原始数据可初步测算出总传动比现在有两种传动比分配方式:和。 第一个方案由于齿轮相差速度太大,不利于润滑,所以选的传动比3.3.各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴 n0=940r/minn=vo/I1=940/3=313r/minn=n/I2=313/2.7
4、=116r/min3.4各轴的的输入功率P0=1.5*1*2=(1.50.990.99)=1.47kwp= P0*2*4=(1.470.990.97) kw =1.41 kwp= p*2*3= (1.410.990.98) kw =1.37 kw3.5各轴的转矩T0=9.55*p/n=9.551.47940=14934 Nmm=9.55*p/n=9.551.41313=43021Nmm=9.55*p/n=9.551.37116=112788Nmm4齿轮的设计计算 4.1 圆锥齿轮传动设计 4.1.1选定圆锥齿轮的精度等级、材料和齿数 选择7级精度 材料的选择:由表10-1选择小锥齿轮材料为40
5、Cr(调质),硬度为280HBS,大锥齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 选小齿轮齿数=24,大齿轮的齿数=243=72 4.1.2按齿面接触强度设计 2.92 4.1.2.1确定公式内的计算数值 试选载荷系数 :取 =1.25 小齿轮的传递的转矩:=14934 Nmm 由表10-7选取齿宽系数=1/3 由表 10-6 查的材料的弹性影响系数=189.8 由图10-21d按齿面硬度查得小锥齿轮的接触疲劳强度极限;大锥齿轮的接触疲劳。 由式 10-13计算应力循环次数 =60j=60x940x1x(3x8x300x10)=4.06x =1.35X 由图10-
6、19取接触疲劳寿命系数=0.92;=0.95 计算疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 =0.92 X 600MPa=552 Mpa =0.95 X 550 Mpa =522.5 Mpa 4.1.2.2计算 试算小锥齿轮分度园直径,代人中较小的值 2.92=2.92=42.924 mm 计算圆周速度v V=m/s=2.11m/s 计算齿宽b b=x= 计算齿宽与齿高之比 模数 :=1.79 齿高:h=2.25x=2.25X1.79=4.02,则 =5.62 计算载荷系数 根据v=2.11m/s,7级精度,使用系数由表10-2查得=1.0,由图10-8查得动载荷系
7、数=1.1,直齿轮 =1,由表10-9查得轴承系=1.25,则=1.251.1=1.37故载荷系数:=1x1.1x1x1.37=1.51 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 =42.924=45.71mm =1.9mm4.1.3按齿根弯曲强度计算 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为:4.1.3.1确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa,大齿轮的弯曲强度极限=400 MPa:由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88;计算弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得=/S=0.85x500/
8、1.4=303.57 Mpa =/S=0.88x400/1.4=251.43 Mpa 计算载荷系数 =1x1.1x1x1.37=1.51查取齿形系数由表10-5查得 =2.65:=2.24查去应力校正系数由表10-5查得 =1.58;=1.75计算大小齿轮的并加以比较(取较大值) =0.01379; =0.01559 4.1.3.2设计计算 =2.11mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数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 m=
9、2.11mm 并就近圆整为标准值m=2.5mm ,按接触强度算得的分度圆直径按接触强度算得的分度圆直径=45.71,算出小齿轮齿数:=18.21 取=19 ,大齿轮的齿数:19 x 3=57 这样设计出的齿轮传动,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。 4.1.4几何尺寸计算 计算分度园直径:m=19 x 2.5=47.5mm; m=2.5x57=142.5mm取=20、ha*=1、c*=0.2锥距R=齿宽,故可取齿顶高齿根高分度圆锥角齿顶圆直径齿根圆直径分度圆齿厚顶隙(11)齿顶角(12)齿根角(13)顶锥角(14)根锥角(15)当量齿数(16)当量齿
10、轮分度圆半径(17)当量齿轮齿顶圆半径 (18)当量齿轮齿顶压力角(19)重合度4.1.5.结构设计及绘制齿轮零件图(1)结构设计因为,故小圆锥齿轮设计成实心式;,故大圆锥齿轮也设计成实心式。4.2 圆柱齿轮传动设计 4.2.1选定圆柱齿轮的精度等级、材料和齿数 选择7级精度材料的选择:大小齿轮都为软齿面,小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为刚(调质)硬度为240HBS,两齿轮硬度差为40HBS选小齿轮齿数=24,大齿轮的齿数=2.7X24=64.8 取=65 4.2.2按齿面接触强度设计 2.32 4.2.2.1确定公式内的计算数值 试选载荷系数 :取 =1.3
11、小齿轮的传递的转矩:=43021Nmm 由表10-7选取齿宽系数=1 由表 10-6 查的材料的弹性影响系数=189.8 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限=550 Mpa 由式 10-13计算应力循环次数 =60j=60x313x1x(3x8x300x10)=1.35x =5.008X 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.92;=0.97 计算疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 =0.92X600MPa=552 Mpa =0.97X550MPa=533.5MPa 4.2.2.2计算 试算小齿轮分度
12、园直径,代人中较小的值 2.3=2.32=49.478mm 计算圆周速度v V=m/s=0.811m/s 计算齿宽b b=x=1x49.478=49.478 计算齿宽与齿高之比 模数 :=2.062 齿高:h=2.25x=2.25X2.062=4.64,则 =10.66 计算载荷系数 根据v=0.811m/s,7级精度,由图10-8查得动载荷系数=1.2,直齿轮 =1,由表10-4用插值法查得7精度、小齿轮相对支承非对称布置时,=1.423,由=10.66,=1.423查图10-13得=1.35,故载荷系数:=1x1.2x1x1.35=1.62 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(1
13、0-10a)得 =49.478=53.24mm =2.218mm4.2.3按齿根弯曲强度计算 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为:4.2.3.1确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=580MPa,大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa: 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.84, =0.88; 计算弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得=/S=0.84x580/1.4=448 Mpa =/S=0.88x380/1.4=238.86 Mpa 计算载荷系数=1x1.2x1x1.35=1.62a)查取齿形系数由表10-5查得 =2.65:=
14、2.26b)查去应力校正系数由表10-5查得 =1.58;=1.74c) 计算大小齿轮的并加以比较(取较大值) =0.0096; =0.01646 4.2.3.2设计计算 =1.59mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数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强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲强度算得模数1.59并就近圆整为m=2.0,按接触强度算得的分度圆直径=53.24,算出小齿轮齿数:= 取=27 大齿轮的齿数:27 x 2.7=72.9 取73 这样设计出的齿轮传动,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
15、紧凑,避免浪费。4.2.4.几何尺寸计算 计算分度园直径:m=27x2=54; m=73x2=146 计算中心距;a=100mm 计算齿轮宽带;b=1x54=54 取,, 齿顶圆直径齿根圆直径 基圆直径齿距,齿厚,齿槽宽,顶隙及基圆齿距齿顶高,齿根高,齿全高4.2.5.结构设计及绘制齿轮零件图(1)齿轮设计因为,故小圆柱齿轮应设计成实心结构,故大圆柱齿轮应设计成实心结构5.轴的结构设计5.1低速级轴(轴)的设计设计减速器低速级的从动轴。已知传动功率P=1.37Kw,n=116r/min,轴上直齿圆柱齿轮的分度圆直径=150mm,从动轴用联轴器与工作机相联接5.1.1.求作用在齿轮上的力因已知低
16、速级大齿轮的分度圆直径为=150mm, 5.1.2.初估最小直径由参考文献2的表9-4,取A0=112(假设轴的材料为45钢正火处理),参考式(9-2)得最小直径在联轴器处,此外,开有键槽,应放大6%左右,即25.511.06=27.34mm,取直径d=28mm。5.1.2.1根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度因轴中间安装齿轮,两端安装轴承,外伸端安装联轴器,故轴的结构应设计为直径中间大两头小的阶梯轴,外伸端轴径最小,向内逐段增大(见图6-1)。图6-1 低速轴的结构设计5.1.2.2确定轴段7的直径和长度输出轴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,
17、需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1,考虑到转矩变化很小,故取工作情况系数,则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计课程设计手册,选用GL4刚性可移式联轴器,其公称转矩为160000N.mm。半联轴器孔径系列中28与轴的最小直径相符,故取=28mm;为了满足半联轴器的轴向定位要求,的右端需用轴端挡圈定位,故取挡圈直径D=76.91mm。半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长,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,故段的长度应比略短一些,现取=45mm。5.1.2.3确定轴段6的直径为满足半联轴器左端轴向定位的要求,需在轴段右端制出轴肩,轴段
18、的直径应在30mm左右,同时考虑轴上安装轴承内径系列的要求,故将轴段的直径定为=30mm。5.1.2.4确定轴段1的直径、长度和轴段5的直径初选滚动轴承,轴段和轴段所装轴承选为同一型号;因轴只受径向力,故选用圆锥滚子轴承。根据工作要求并根据=30mm,查机械设计课程设计手册中轴承产品目录初步先取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承为30207型号,其基本尺寸dDT=356218.25,故取轴段的直径=35mm,长度=18.25mm。5.1.2.5确定轴段2的直径右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30207型轴承的定位轴肩直径=42mm,故取=42mm。5.1.2.6确定轴段
19、4的直径和长度 与齿轮配合的轴段,根据阶梯轴定位轴肩参数的选择,取=40mm,齿轮轮毂长度l=46mm,为了使套筒压紧齿轮右端面,此轴段应略短(一般与齿轮配合的轴段长比轮毂宽小23mm),故取=43mm。5.1.2.7确定轴段3的直径和长度 齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,取h=6mm,故=46mm;轴环宽度b1.4h,故取=8mm。5.1.2.8确定段的长度轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取=50mm。图(6-1) 圆锥圆柱齿轮减速器简图5.1.2
20、.9确定轴段2的长度和轴段的长度 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm(参看图15-21)。考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm(参看图6-7),已知滚动轴承宽度T=17.25mm,大锥齿轮轮毂长L=30mm,则=T+s+a+(43-40)=(18.25+8+16+3)mm=45.25mm =L+c+a+s-=(30+20+16+8-8)mm=66mm5.1.3轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按和由机械设计课程设计手册查得与联轴器相配的平键的截面bh=8mm7mm,长为35mm;与
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