机械设计课程设计锥齿轮二级减速器——开式齿轮.docx
《机械设计课程设计锥齿轮二级减速器——开式齿轮.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械设计课程设计锥齿轮二级减速器——开式齿轮.docx(28页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
机械课程设计
说明书
设计题目:
锥齿轮减速器—开式齿轮
专业班级:
学生姓名:
学生学号:
指导教师:
2011-06-20
(1)引言……………………………………………………………………………………
(2)设计题目………………………………………………………………………………
(3)电动机的选择…………………………………………………………………………
(4)传动零件的设计和计算……………………………………………………………
(5)减速箱结构的设计…………………………………………………………………
(6)轴的计算与校核………………………………………………………………………
(7)键连接的选择和计算………………………………………………………………
(8)联轴器的选择………………………………………………………………………
(9)设计小结……………………………………………………………………………
(10)参考文献……………………………………………………………………………
一、引言
课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的主要环节。
本次是设计一个锥齿
轮减速器,减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。
课程设计
内容包括:
设计题目,电机选择,运动学动力学计算,传动零件的设计及计算,
减速器结构设计,轴的设计计算与校核。
二、设计题目:
带式运输机传动装置的设计
1.传动方案
锥齿轮减速器——开式齿轮
2.带式运输机的工作原理
如图20-1
3.工作情况
1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境最高温度35度;
2)使用折旧期:
8年;
3)检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
4)动力来源:
电力,三相流,电压380、220V;
5)运输带速度允许误差:
5%;
6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
4.设计数据
运输带工作拉力F/N2200
运输带工作速度V/(m/s)1.1
卷筒直径D/mm240
5设计内容
1)按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置;
2)完成减速器装配图1张;
3)零件工作图1-3张;
4)编写设计计算说明书一份。
三、电动机的选择:
(一)、电动机的选择
1、选择电动机的类型:
按工作要求和条件,选用三机笼型电动机,封闭式结构,电压380V,Y型。
额定电压380伏,频率50赫兹。
2、选择电动机容量:
电动机所需的功率为:
(其中:
为电动机功率,为负载功率,为总效率。
)
而KW,所以KW
传动效率分别为:
(表1-7)
联轴器效率
滚动轴承的效率
圆锥齿轮传动效率
开式齿轮传动效率
卷筒传动效率
传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即:
所以KW
3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
查表12-1(P167)可得:
一级圆锥齿轮减速器传动比,一级开式齿轮传动比,则总传动比合理范围为,故电动机转速的可选范围为可选用Y100L2-4型电动机,具体参数如下:
型号
额定功率KW
满载转速r/min\
起动转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
质量
/kg
Y112M-4
4
1440
2.2
2.3
43
(二)、确定传动装置的总传动比和分配传动比
1、总传动比
由选定的的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置的总传动比为
ia=nmn
(1)
电动机型号为Y100L2-4,满载转速nm=1440r/m,且工作机主动轴转速n=87.58r/min,则由上面公式
(1)可得:
2、分配传动比
总传动比为各级传动比的乘积,即
(2)
设i0、i分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比,在圆锥齿轮减速器的传动比范围内i0=2.500i=6.752
3、计算传动装置的运动和动力参数
(1)、各轴转速
0轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
(2)、各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
(3)、各轴输入转矩
电机轴输出转矩
所以各轴输出转矩为:
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
四、传动零件的设计计算
(一)、选择圆锥齿轮传动的设计计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度,齿形角,齿顶高系数,顶隙系数。
(2)材料选择,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,二者材料硬度相差40HBS。
2.按齿面接触疲劳强度设计
公式:
(10-26)
(1)、确定公式内的各计算值
1)查得材料弹性影响系数,节点区域系数。
2)按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳极限。
3)计算应力循环次数(10-13)
小齿轮:
大齿轮:
4)查表得到:
.
5)查得接触批量寿命系数(图10-19)
6)计算接触疲劳许用应力
7)试选K=2.0
8)
9)
10)
(2)计算
1)试算小齿轮的分度圆直径,带入许用应力中的较小值
得:
=59.03mm
2)计算圆周速度v
3)齿数,由公式得大齿轮齿数
,令c=18
所以=51.24
取,则,
取,则齿数比,
与设计要求传动比的误差为1.20%,可用。
4)模数
大端模数
取标准模数m=3mm。
5)大端分度圆直径
6)节锥顶距
7)节圆锥角
21.80°=21°48′0″
68°12′0″
8)大端齿顶圆直径
小齿轮
大齿轮
9)齿宽
取
10)进行强度校核计算
498.84MPa<550MPa
所以强度符合。
3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式:
(1)确定公式内的各计算值
1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度。
2)查得弯曲疲劳寿命系数
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳系数S=1.4则
4)查取齿形系数,
5)应力校正系数,
6)计算大小齿轮的,并加以比较:
大齿轮大所以取0.0158
(2)、带入以上数据可以求得
=2.0977
7)、数据整理
名称
符号
公式
直齿圆锥小齿轮
直齿圆锥大齿轮
齿数
21
52
模数
m
m
3
传动比
i
i
2.47
分度圆锥度
,
分度圆直径
63
156
齿顶高
3
3
齿根高
3.6
3.6
齿全高
h
6.6
6.6
齿顶圆直径
,
68.57(大端)
158.23(大端)
齿根圆直径
,
56.31
153.33
齿距
p
9.42
9.42
齿厚
s
4.71
4.71
齿槽宽
e
4.71
4.71
顶隙
c
0.6
0.6
锥距
R
84.12
84.12
齿顶角
,
齿根角
齿顶圆锥角
,
齿根圆锥角
,
当量齿数
22.62
140.02
齿宽
28.04
28.04
(二)、开式圆柱齿轮的设计计算
1、选定齿轮类型和精度等级。
因为为开式齿轮所以选择硬齿面,工作较为平稳选用8级精度,选择材料是铸钢,硬度为250HBS。
小齿轮齿面强度为400HBS,大齿轮齿面强度为360HBS,两者材料硬度相差为40HBS。
选取小齿轮齿数,则。
2、按齿根弯曲疲劳强度计算:
(1)、确定公式中的各计算值:
1)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
2)计算应力循环系数:
3)从而查到寿命系数
4)选取疲劳安全系数S=1,
得到:
3)材料弹性系数
4)选取齿宽系数
5)计算载荷系数K
试选K=2
6)初选,则相应的,;
,
所以
选取较大值0.0158
7)计算工作转矩
(2)、带入计算得:
所以选取m=3
(3)中心距
(4)分度圆直径
(5)齿轮宽度
所以取大齿轮宽度为38mm
7)数据整理
名称
符号
公式
直齿圆柱小齿轮
直齿圆柱大齿轮
齿数
20
135
模数
m
m
3
传动比
i
i
6.75
分度圆直径
60
405
齿顶高
3
3
齿根高
3.6
3.6
齿全高
h
6.6
6.6
齿顶圆直径
66
411
齿根圆直径
52.8
397.8
基圆直径
56.38
380.6
中心距
232.5
齿距
p
9.42
齿厚
s
4.71
齿槽宽
e
4.71
顶隙
c
0.6
齿宽
30
20.25
五、减速器的结构设计
名称
符号
减速器型式及尺寸关系/mm
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
8
箱盖凸缘厚度
12
箱座凸缘厚度
12
箱座底凸缘厚度
20
地脚螺钉直径
12
地脚螺钉数目
4
轴承旁联接螺栓直径
9
机盖与座联接螺栓直径
7
联接螺栓的间距
180
轴承端盖螺栓直径
5
视孔盖螺钉直径
4
定位销直径
5
、、到外箱壁距离
18
、至凸缘边缘距离
16
轴承旁凸台半径
16
凸台高度
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外箱壁至轴承座端面距离
30
大齿轮顶圆与内箱壁距离
>9.6
齿轮端面与内箱壁距离
>8
箱盖、箱座肋厚
、
;
轴承端盖外径
65
轴承端盖凸缘厚度
9
轴承旁联接螺栓距离
≈65
六、轴的计算
一、减速器高速轴I的设计
(一)、选择轴的材料
初选轴的材料为45刚,调质处理,其机械性能查表可得:
。
(二)、轴的尺寸计算
1、求输出轴上的功率,转速和转矩
由前面的计算可得
2、初步确定轴的最小直径
查得
3、轴的结构设计
(1)下图为I轴的装配方案:
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,如下图:
4、选择联轴器:
根据条件选取工作情况系数
确定联轴器转矩
结合电动机型号,选用弹性套柱销联轴器,型号LT5联轴器
即该端选用的半轴连接器的孔径,故取轴径,半联轴器毂空的长度
故取
5、初步选择滚动轴承
轴承同时承载径向力和轴向力,但轴向力较小,故选用单列深沟球轴承。
参照工作要求,并根据尺寸,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承
6207,其尺寸为。
从而可以知道:
,。
6、由经验公式算肩高度:
故取h=3.0mm,从而确定
由书上公式要求得:
取
7、根据轴承安装方便的要求,
根据齿轮与内壁的距离要求,取l5=16mm。
根据齿轮与内壁的距离要求,取
所以
8、根据齿轮孔的轴径和长度,确定
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
9、轴上零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。
按手册查得,半联轴器与轴的联接处的平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为40mm(标准键长见)。
为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。
齿轮与轴的联接处的平键截面(),键槽用键槽铣刀加工,长为20mm准键长见)。
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
10、确定轴上的圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2×45°
(三)、求轴上的载荷及其校核
根据轴的结构图,做出轴的计算简图:
(齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点,轴承在宽度中点为作用点)。
轴承1和轴承2之间的距离为72mm,轴承2和锥齿轮间的距离为48mm
1、计算作用在齿轮上的力
圆锥小齿轮
圆锥大齿轮
2、求作用在轴上的支反力
所以
所以
3、校核轴承寿命:
查手册得6207型深沟球轴承参数
查表13-6得
(1)计算轴承所承受的轴向载荷
因为轴承1固定,轴承2游离,结合受力分析图可知,轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”。
由此可得轴承2不受轴向力,所以
(2)计算当量动负荷
轴承1:
,由手册表6-1,用线性插值法可求得:
由查表6-1,并用线性插值法求得:
,由此可得
轴承2:
由表6-1,用线性插值法可得:
由差表6-1,用线性插值法求得,由此可得
(3)轴承寿命计算
因为,所以按轴承2计算轴承的寿命
所选轴承6207深沟球轴承合格
(3)做弯矩图
根据上述的图,求出总的弯矩和做出弯矩图
(4)作扭矩图
为了使扭矩图符合下述强度计算公式,图中已把T这算成的含义见前面,并且取
(5)作出计算弯矩图
根据以作的总弯矩图和扭矩图,求出计算弯矩图,的计算公式为
(6)、校核轴的强度
只需校核轴上最大弯矩截面的强度:
,故安全。
二、减速器低速轴II的计算
1.求输出轴上的功率,转速和转矩
由前面的计算可得
2.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理。
取于是得
同时选取联轴器型号,联轴器的计算转矩:
取K=1.3,
按照计算转矩,选用弹性注销联轴器,型号 LT6联轴器,即该端选用的半联轴器的孔径,故取轴径,半联轴器毂孔的长度L=75mm。
3.轴的结构设计
(1)、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度,如下图:
1)由联轴器尺寸确定
由联轴器的毂孔长度L和直径d及相关要求,可确定
2)初步选择滚动轴承。
轴承同时承载径向力和轴向力,但轴向力较小,故选用单列深沟球轴承。
参照工作要求,并根据尺寸,选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6209,其尺寸为。
确定。
3)由经验公式算轴肩高度:
取轴肩高为4mm,确定
取
4)由经验公式取,则
取。
5)取
取
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度
(3)、轴上的零件的周向定位
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。
按手册查得,半联轴器与轴的联接处的平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为75mm(标准键长见)。
为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。
齿轮与轴的联接处的平键截面(),键槽用键槽铣刀加工,长为25mm(标准键长见)。
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(4)、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为,除下图标注外,各轴肩处的圆角半径,均为R1.
4.求轴上的载荷
根据轴的结构图(图3)作出轴的计算简图
(齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点,轴承在宽度中点为作用点)。
轴承1和轴承2之间的距离为157mm,轴承2和锥齿轮间的距离为60mm
大锥齿轮:
所以
所以
5.校核轴承寿命:
查手册得6209型深沟球轴承参数
查表8.6得
(11)计算轴承所承受的轴向载荷
结合受力分析图可知,轴承1被“放松”,轴承2被“压紧”。
由此可得轴承1不受轴向力,所以
(12)计算当量动负荷
轴承2:
,由表8.5,用线性插值法可求得:
由查表6-1,并用线性插值法求得:
,由此可得
轴承1:
由表6-1,用线性插值法可得:
由差表6-1,用线性插值法求得,由此可得
(3)轴承寿命计算
因为,所以按轴承2计算轴承的寿命
所选轴承6209深沟球轴承合格。
6.做弯矩图:
根据上述见图,求出总的弯矩并作弯矩图。
7作扭矩图
扭矩图如图11.2(机械设计课本)所示,为了使扭矩图符合下述强度计算公式,图中已把T这算成的含义见前面,并且取
8.作出计算弯矩图
根据以作的总弯矩图和扭矩图,求出计算弯矩图,的计算公式为
9.校核轴的强度
已知轴的计算弯矩后,即可针对某些危险截面(即计算弯矩大而直径可能不足的截面)做强度校核计算,通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面(即危险截面C)的强度。
因为轴的材料为45钢,经调质处理不起机械性能由表11.1和表11.4查得,
所以故安全。
七键连接的选择和计算
根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸,查有关资料如下:
本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷,选择键如下:
(书表6-1)
键名 国标
1轴I(联轴器)键10X8GB1096-2003A型
2轴I(齿轮处)键10X8GB1096-2003A型
3轴II(联轴器) 键12X8GB1096-2003A型
4轴II(齿轮处) 键16X10GB1096-2003A型
查表的钢的静联接在时的许用应力[σp]=125~150MPa
校核键14TIdh(L-b)=0.008MPa〈[σp]d=30mmL=50mm
校核键24TIdh(L-b)=0.0233MPa〈[σp]d=30mmL=25mm
校核键34TIIdh(L-b)=0.009MPa〈[σp]d=42mmL=85mm
校核键44TIIdh(L-b)=0.021MPa〈[σp]d=53mmL=35mm
T1=20.07N∙mT2=52.30N∙m
所以所有键均符合设计要求,可用。
八、联轴器的选择
考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器
联轴器1为凸缘联轴器:
型号如下
LT5联轴器(GB/T4323-2002)
公称转矩T=125N/m额定转速n=4600r/min
质量6.05KgD=130㎜
联轴器2为凸缘联轴器:
型号如下
LT6联轴器(GB/T4323-2002)
公称转矩T=250N∙m许用转速n=3800r/min
质量9.57KgD=160㎜
九、设计小节
通过这次设计二级减速器,让我更为系统地认识了解了机械设计的全过程,增强了我们对机械行业的了解。
课程设计的优点:
让我们学会了灵活运用以往学习的知识,及时了解并且弥补自己的不足。
并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。
十、参考资料
1、机械设计/杨明忠,朱家诚主编编号ISBN7-5629-1725-6
武汉理工大学出版社2006年12月第3次印刷。
2、机械设计课程设计手册/吴忠泽,罗圣国主编编号ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社2006年5月(2009重印)
3、机械设计课程设计指导书/龚溎义主编编号ISBN978-7-04-002728-0
高等教育出版社1990年4月(2009重印)。
4、机械设计课程设计图册/龚溎义主编编号ISBN978-7-04-000712-1
高等教育出版社1989年5月(2009重印)。