同轴式二圆柱齿轮减速器设计.docx
- 文档编号:11956735
- 上传时间:2023-06-03
- 格式:DOCX
- 页数:60
- 大小:179.73KB
同轴式二圆柱齿轮减速器设计.docx
《同轴式二圆柱齿轮减速器设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《同轴式二圆柱齿轮减速器设计.docx(60页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
同轴式二圆柱齿轮减速器设计
山东凯文科技职业学院
毕业论文
题目同轴式二级圆柱
齿轮减速器设计
专业数控技术
年级2009级
学生姓名杨英
指导教师王丛丛
2012.05.02
1
1.11
1.22
4
4
5
5
8
14
16
16
11
·11
18
18
18
一、机械设计课程设计任务书
(一级标题宋体小三段前段后一行在。
目录中要出现)
题目:
设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级斜圆柱齿轮减
速器
1.1总体布置简图(二级标题,宋体四号段前段后一行。
在目录
中要出现)
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器
1.2.已知条件
1.运输带工作压力F=6KN;
2.运输带工作速度v=1.3m/s;(允许运输带速度误差为±5%)
3.滚筒的直径D=400mm;
4.滚筒效率ηj=0.96(包括滚筒与轴承的效率损失);
5.工作情况两班制,连续单向运作,载荷焦平稳;
6.使用折旧期8y;
7.工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35℃;
8.动力来源电力,三相交流点,电压380/220V;
9.检修间隔四年一大修,两年一次中修,半年一次小修;
10.制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产;
1.3设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.斜齿轮传动设计计算;
3.轴的设计;
4.滚动轴承的选择;
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制;
7.设计计算说明书的编写;
1.4设计任务
1.减速器总装配图一张(A0或A1);
2.零件工作图1-3张
3.设计说明书一份
1.5设计进度
1、第一阶段:
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
传动方案的拟定及说明(这个应该是第二章了,下面自己分好第
几节第几节,改好格式,然后做好目录)
由题目所知传动机构类型为:
同轴式二级圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,两大齿轮浸油深度可以大致相同。
结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:
载荷平稳、单向旋转。
所以选用常用的封闭式Y(IP44)系
列的电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=6kw*1.3m/s=7.8kw
2)电动机的输出功率
Pd=Pw/η
32
a12345
式中η1,η2,,η3,η4为联轴器,轴承,齿轮传动和卷筒的传动效率。
有
表9.1可知,η1=0.99,η2,=0.98,η3=0.98,η4=0.96
η=0.992×0.984×0.982×0.96=0.817
所以电动机所需工作功率为
Pd=P/η=9.55KW
3.电动机转速的选择
按表9.2推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比i’=8~40,而工作机卷筒的转速为
nw=60*1000v/(π×400)=63r/min
所以电动机的转速的可选范围为nd=i’nw=(8~40)×63=(504~2520)r/min
符合这一范围的同步转速为750r/min,1000r/min,1500r/min三种。
综合考虑电动机喝传动装置的尺寸,质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,觉得选用同步转速为1000r/min的电动机。
4.电动机型号的确定
根据电动机的类型,容量和转速,有电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y160L—6,其主要性能如表所示,电动机主要外形和安装尺寸如表所示。
电动机额定功满载转速启动转矩/额最大转矩/额
型号率/KWr/min定转矩定转矩
Y160L119702.02.0
—6
mm
型号
H
A
B
C
D
E
G×GD
G
K
bb1
b2hAA
BB
HA
L1
Y160
16
25
25
1
4
1
12×8
3
1
325
16
3
70
31
20
645
L
0
4
4
0
2
1
7
5
25
5
8
4
8
0
5
5
二.计算传动装置的传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比iΣ
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
iΣ=nm/nw
=970/63
=15.4
2.分配传动比
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
因为i=15.40,取i=25,i1=i2=3.92
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。
三.各轴转速、输入功率、输入转矩
(1)各轴转速Ⅰ轴n=nm=970
Ⅱ轴nⅡ=nⅠ/i1=626.09/3.92=247.4r/min
Ⅲ轴nⅢ=nⅡ/i2=247.4/3.92=63r/min
nⅣ=nⅢ=63r/min
(2)各轴输入功率
PⅠ=pd×1=11×0.99=10.89kW
2×
3=10.89×0.98×0.98=10.35kW
PⅡ=pⅠ×η
PⅢ=PⅡ×η2×
3=10.35×0.98×0.98=9.84kW
PⅣ=PⅢ×η2×η4=2.77×0.98×0.96=9.55kW
(3)各轴输入转矩
T1=Td×i0×1N·m
电动机轴的输出转矩Td=9550Pd=9550×11/970=108.3Nm·
所以:
nm
Ⅰ=
Td
×
×
·
T
1=108.3
0.99=107.2Nm
TⅡ=TⅠ×i1×η2×3=107.2×3.92×0.98×0.98=399.5Nm·
T
i
×
×
×
××
·
Ⅲ=TⅡ×2
2
3=399.53.92
0.98
0.98=1488.5Nm
T卷=TⅢ×η1×η2=1488.5×0.99×0.98=1444.2N·m
项目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
卷同轴
转速(r/min)
970
970
247.4
63
63
功率(kW)
11
10.98
10.35
9.84
9.55
转矩(N·m)
108.3
107.2
399.5
1488.5
1444.2
传动比
1
1
3.92
3.92
1
效率
1
0.99
0.95
0.95
0.97
传动件设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
1)材料及热处理;
选择小齿轮材料为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)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=79的;
4)选取螺旋角。
初选螺旋角β=14°
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算按式(10—21)试算,即
3
2
dt≥
2KtT·u1
ZHZE
φεd
u
σH
α
1)确定公式内的各计算数值
(1)试选Kt=1.6
(2)由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(3)由表10-7选取尺宽系数φd=1
(4)由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.86,则εα=εα1+εα2=1.61
(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8Mpa0.5
(6)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim1=600MPa;大齿轮
的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7)由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×970×1×(2×8×300×8)=2.23488×109
N2=N1/i=5.7012244×108
(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.90;KHN2=0.95
(9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为
1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1
=0.90×600MPa=540MPa
[σH]2
=0.95×550MPa=522.5MPa
取[σH]=522.5MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径d1t
3
u1
2
2KtT1
ZHZE
d1t≥
·
φεdα
u
σH
==91.99
(2)计算圆周速度
πd1tn2
v==1.19m/s
601000
(3)计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×91.99mm=91.99mm
d1t
cosβ91.99cos14°
=4.46mm
mnt=
=
20
z1
h=2.25mnt=2.25×4.66mm=10.04mm
b/h=91.99/10.04=9.16
(4)计算纵向重合度εβ
εβ=0.138φdz1tanβ=0.318×1×tan14×20=1.586
(5)计算载荷系数K
已知载荷平稳,所以取
KA=1
根据v=1.19m/s,8级精度,由图10—8查得动载系数
KV=1.11;由表10—4查的KH
β的计算公式和直齿轮的相同,
故
KHβ=1.12+0.18(1+0.6×12)1×12+0.23×10367.85=1.42
由表10—13
查得KFβ=1.35
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.11×1.4×1.42=2.21
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(
10—10a)得
3
d1=d1t
K/Kt
=
mm=102.45mm
(7)计算模数mn
d1cosβ
mn=102.45cos14°/20mm=4.97mm
z1
按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
32KTYβcos2βYFaYSa
mn≥
2
·
φ
d
ε
σ
z1α
F
3)确定计算参数
(1)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1..11×1.4×1.35=2.10
(2)根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数
Yβ=0。
88
(3)计算当量齿数
z1=z1/cos3β=20/cos314
。
9
=21.89
z2=z2/cos
。
3β=79/cos314
=86.48
(4)查取齿型系数
由表10-5查得YFa1=2.724;YFa2=2.207
(5)查取应力校正系数
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.779
由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa,大齿轮的弯曲强度极限
σFE2=380Mpa;
由图10-18取弯曲疲寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95,取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由
式10-12得:
[σF]1=KFN1σFE1/S
=0.90×500/1.4Mpa=321.43Mpa
[σF]2=KFN2σFE2/S
=380×0.95/1.4Mpa
=257.86Mpa
6)计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较
YFa1YSa1
σF1
σF
=2.724×1.569/321.43=0.0133
YFa2YSa2
σF2
大齿轮的数值大。
7)设计计算
=2.207×1.777/257.86=0.0152
n
32KTYβcos2βYFaYSa
=3.2mm
m≥
φ
2
·
σ
ε
dz1
α
F
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
对比计算结果,有齿面接触疲劳强度计算的法面模数
mn小于由齿根弯曲疲劳想到计算
的法面模数,取mn=3.5,可以满足强度要求,为了同时满足接触疲劳强度,需取安接触疲
劳强度计算的到的分度圆直径
d1=102.45mm来计算应有的齿数
z1z2mn
a=250.69mm
2cosβ
a圆整后取251mm
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
z1z2mn
。
β=arcos
=1416’30”
2a
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1
z1mn=101.12mm
cosβ
d2
z2mn=400.88mm
cosβ
4)计算齿轮宽度
b=φdd1
=1×101.13mm=101.13mm
5)结构设计
参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
3P
3
3.84
d≥A0
=126
=34.2mm
N
192
2.求作用在齿轮上的受力
2T
Ft1==899N
d
tanαn
Fr1=Ft=337N
Fa1=Fttanβ=223N;
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
i.I-II段轴用于安装轴承30309,故取直径为35mm。
ii.II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为54mm。
iii.III-IV段轴肩,直径65mm
iv.IV-Ⅴ段为小齿轮,直径60mm。
v.V-Ⅵ段分隔两齿轮,直径为55mm。
vi.Ⅵ-Ⅶ段安装大齿轮,直径为50mm。
vii.Ⅶ-Ⅷ段安装套筒和轴承,直径为45mm。
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。
2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以
长度为16mm。
III-IV段轴肩10mm
3.IV-Ⅴ段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度减去2mm,为108mm。
4.V-Ⅵ段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。
5.Ⅵ-Ⅶ段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为105mm。
6.Ⅶ-Ⅷ长度为44mm。
4.求轴上的载荷
66207.563.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故:
Fa1=638N
Fa2=189N
5.精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面
2)截面IV右侧的
b
Mm
17.5MPa
W
截面上的转切应力为
T2
MPa
T
WT
7.64
b
m
T15.98
7.99MPa
2
2
由于轴选用40cr,调质处理,所以
B
735MPa,
1
386MPa,1260MPa。
([2]P355表15-1)
a)综合系数的计算
由r
2
0.045,D
1.6经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应
d
55
d
力集中为
2.23,
,
1.81
([2]P38附表3-2经直线插入)
轴的材料敏感系数为q
0.85,q
0.87,
([2]P37附图3-1)
故有效应力集中系数为
k1q(
1)2.05
k1q
(1)1.70
查得尺寸系数为0.72,扭转尺寸系数为0.76,
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3)
轴采用磨削加工,表面质量系数为0.92,
([2]P40附图3-4)
轴表面未经强化处理,即q
1,则综合系数值为
k
1
K
12.93
k
1
K
12.11
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为0.1,0.05
c)安全系数的计算轴的疲劳安全系数为
S
K
S
K
1
6.92
a
m
1
24.66
a
m
SS
6.661.5S
Sca
S
2
S2
故轴的选用安全。
I轴:
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2.初步确定轴的最小直径
da1A03
P1
17.9mm
n1
3.轴的结构设计
1)确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
d)由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸
受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。
e)考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达
直径选为30。
2.5mm,所以该段
f)该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。
g)该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有
2mm
的圆角,经标准化,定为
40mm。
h)为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为
46mm。
i)轴肩固定轴承,直径为42mm。
j)该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
1)各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a)该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。
b)该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。
c)该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为
88mm。
d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。
e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。
f)该段由联轴器孔长决定为42mm
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为
[p]275MPa,又由于轴受的载荷为脉动的,所以
0.6。
Mm2
(
T3)2
p
W
43MPa[p]
III轴
1.作用在齿轮上的力
FH1=FH2=4494/2=2247N
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
2.初步确定轴的最小直径
da1A03
P1
51.4mm
n1
3.轴的结构设计
1)轴上零件的装配方案
2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
I-II
II-IV
IV-V
V-VI
VI-VII
VII-VIII
直径
60
70
75
87
79
70
长度
105
113.75
83
9
9.5
33.25
5.求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6.弯扭校合
W
0.1d3
0.1603
21600mm3
Mm2
(
T1)2
51.2MPa[
p]
p
W
滚动轴承的选择及计算
I轴:
1.求两轴承受到的径向载荷
5、轴承30206的校核
1)径向力
FrFH21FV21168.5
2)派生力
FdA
FrA
52.7N,FdB
FrB
52.7N
2Y
2Y
3)轴向力
由于Fa
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 同轴 圆柱齿轮 减速器 设计
![提示](https://static.bingdoc.com/images/bang_tan.gif)