同轴式二级圆柱直齿轮减速器的设计Word格式.docx
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根据求出的P、n查手册。
选定电动机:
型号:
Y100L2—4、
同步转速n=1500r/min、满载转速nm=1430r/min、
额定功率P额=3kw
2、传动比的分配
i总*iV带=nm/nw=1430/14=102.1
其中,i总=i高*i低,且i高=i低
故,i总=i低2=20.4
故,i低=4.5,i高=4.5
3、计算各轴的n,P,T
1)各轴转速
电动机轴:
nm为1430r/min
I轴:
nI=nm/5=286r/min
II轴:
nII=nI/i高=63.6r/min
III轴:
nIII=nII/i低=14.1r/min
2)各轴输入功率
Pd=Pw/ŋ总=2.9kw
PI=Pd*ŋ9=2.8kw
PII=PI*ŋ78=2.7kw
PIII=PII*ŋ56=2.6kw
3)各轴扭矩T
电动机轴:
Td=9550*Pd/nm=19.4N*m
I轴:
TI=Td*ŋ9=18.6N*m
II轴:
TII=TI*ŋ78*i高=79.6N*m
TIII=TII*ŋ56*i低=344N*m
4、齿轮的设计计算
(一)、高速级齿轮的设计计算
1、选定尺寸类型、精度等级、材料及齿数
1)、选定圆柱直齿轮传动
2)、螺旋输送机机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度
3)、选定材料:
由表10-1选择小齿轮材料为40Cr调制,硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢调制,硬度为240HBS
4)、选定小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数
2、按齿面接触强度计算
由设计公式进行试算,即
(1)、确定公式内各计算数值
1)、试选载荷系数Kt=1.3。
2)、计算小齿轮传递的扭矩
3)、由表10-7选取宽度系数Фd=1。
4)、由表10-6查得材料的弹性影响系数
5)、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为
=600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限为
=550MPa。
6)、由式10-13计算应力循环次数
7)、由图10-19取接触疲劳系数KHN1=0.9,KHN2=0.98
8)、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
(2)、计算
1)、计算小齿轮分度圆直径
,代入
中较小者的值
=62.5544mm
2)、计算圆周速度v
3)、计算齿宽b
4)、计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
齿轮宽高比为:
5)、计算载荷系数
根据圆周速度v,7级精度,由图10-8查得动载荷系数Kv=1.11
直齿轮,
;
由表10-2查得使用系数
=1
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,
=1.35
由b/h、KHB查图10-13得
故载荷系数
6)、按实际载荷系数矫正所算得的分度圆直径,由式10-10a得
7)、计算模数m
3、按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度设计公式为
(1)、确定公式内的各计算数值
1)、由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限、大齿轮的弯曲强度极限
2)、由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
3)、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得
4)、计算载荷系数K
5)、查取齿形系数
由表10-5得齿形系数
6)、查取应力校正系数
由表10-5查得
7)、计算大、小齿轮的YFa*YSa/[aF],并加以比较
(2)、设计计算
=2.0007
取两次计算较小的模数m=2.0007
将模数就近圆整为标准值得m=2.5
按另一种方法计算出来的分度圆直径d=65.785mm
计算小齿轮齿数
取z1为z1=27
大齿轮齿数z2=z1*i=122
4、几何尺寸计算
(1)、计算分度圆直径
d1=z1*m=67.54mm
d2=z2*m=305mm
(2)、计算中心距
a=(d1+d2)/2=186.25mm
(3)、计算齿轮宽度
b=Фd*d1=67.5mm
取B2=68mm,B1=72mm
(2)、低速级齿轮的设计计算
设计步骤同高速级齿轮设计,设计计算结果如下:
模数m=4
齿数:
z1=27,z2=122
分度圆直径:
d1=108mm,d2=488mm
中心距:
a=298mm
齿宽:
B1=116mm,B2=112mm
因减速器为同轴式,故高速级齿轮中心距与低速级齿轮中心距应相等,为满足齿轮强度要求,故高速级齿轮应按照低速级齿轮设计。
因此,高速级与低速级齿轮参数均如下所示:
B1=112mm,B2=108mm
5、轴的设计计算与强度校核
(1)、高速轴的设计计算
1、已知条件:
轴的输入功率P、转速n、转矩T分别为:
P=2.8kW,n=286r/min,T=18.6Nm
2、初步确定轴的最小直径
先按式15-2初步确定轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理。
查表取A0=112,则最小直径
取安全系数S=1.3,最小直径为dmin=31mm
3、轴的结构设计
(1)、最小直径处显然是安装皮带轮,取皮带轮宽度为50,为保证其与轴端挡圈充分接触,应取轴的长度略小于其宽度,故,取第1段轴的长度和轴径分别为l1=49mm,d1=31mm,
(2)联轴器采用轴肩定位,取轴肩高度为4mm,故第2段轴径和长度分别为l2=50mm,d2=39mm,
(3)、初步确定滚动轴承型号
查设计手册,确定滚动轴承为6209,其尺寸为
故,第3段轴的轴径和长度分别为d3=45mm,l3=40mm,
(4)、第4段轴安装高速级齿轮,考虑到齿轮应与定位块充分接触,故应取轴的长度略短于齿轮宽度,现已知齿轮宽度为B=112mm,则,取第四段轴的轴径和长度分别为d4=50mm,l4=111mm,
(5)、齿轮采用轴肩进行定位,取轴肩高度为h=7mm,宽度为10mm,则第5段轴的轴径和长度分别为d5=64mm,l5=10mm。
(6)、第6段轴应考虑到轴承的安装尺寸,故其轴径和长度分别为
d6=56mm,l6=10mm。
(7)、第7段轴安装轴承,故d7=d3,则其轴径和长度分别为d7=45mm,l7=19mm。
(二)、中间轴的设计计算
轴的输入功率P、转速n分别为:
P=2.7kW,n=63.6r/min
取安全系数S=1.2,故最小直径为dmin=48mm
(1)、最小直径处显然是安装滚动轴承,查设计手册,初步确定滚动轴承的型号为6210,基本尺寸为
,取轴承距箱体内壁距离为10,高速级小齿轮距箱体内壁距离为10,则第1段轴的轴径及长度分别为d1=50mm,l1=41mm
(2)、第2段轴安装中间轴大齿轮,由前面设计可知大齿轮宽度B=108,为保证齿轮与固定块的充分接触,应取轴的长度略小于齿轮宽度,故第2段轴的长度和轴径分别取l2=107mm,d2=65mm
(3)、齿轮采用轴肩定位,为保证两对齿轮能够正确啮合,取轴肩宽度为120mm,高度h=7mm,故第3段轴的轴径和长度分别为l3=120mm,d3=80mm
(4)、第4段轴安装中间轴小齿轮,为保证小齿轮与定位块充分接触,应取轴长略小于齿轮宽度。
前面已计算得小齿轮宽度为B=112mm,故,轴径和轴长分别为d4=65mm,l4=111mm
(5)、第5段轴安装轴承,取中间轴小齿轮距箱体内壁的距离为10mm,则d5=50mm,l5=41mm。
(三)、输出轴的设计计算
P=2.6kW,n=14.1r/min
取安全系数S=1.1,故最小直径为dmin=69.6
(1)、最小直径处显然是安装联轴器,查设计手册,确定联轴器的型号为LX5-Y,基本尺寸为
,为保证其与轴端挡圈充分接触,应取轴的长度略小于其宽度,故,取1段轴的长度和轴径分别为l1=141mm,d1=71mm。
(2)联轴器采用轴肩定位,取轴肩高度为5mm,故第2段轴径和长度分别为l2=50mm,d2=81mm。
查设计手册,确定滚动轴承为6217,其尺寸为
故,第3段轴的轴径和长度分别为d3=85mm,l3=49mm。
(4)、第4段轴安装低速级齿轮,考虑到齿轮应与定位块充分接触,故应取轴的长度略短于齿轮宽度,现已知齿轮宽度为B=108mm,则,取第四段轴的轴径和长度分别为d4=90mm,l4=107mm。
(5)、齿轮采用轴肩进行定位,取轴肩高度为7mm,故d5=104mm,l5=10mm。
d6=100mm,l6=10mm。
(7)、第7段轴安装轴承,故d7=d3,则其轴径和长度分别为
d7=85mm,l7=28mm。
(4)、输出轴的强度校核
1、求作用在齿轮上的力
已知齿轮的分度圆直径为
,而,
轴计算简图及载荷方向如下图所示。
则,
垂直方向,
,即
水平方向,
2、做出弯矩图和扭矩图
根据轴的计算简图和各力的值,做出弯矩图和扭矩图如下
3、按弯扭合成应力校核轴的强度
通过弯矩图和扭矩图可以明显看出,轴上齿轮处承受最大弯矩和扭矩,为危险截面。
根据式15-5及齿轮处的数据,以及单向旋转、扭转切应力为动脉循环变应力,取a=0.6,轴的应力为
前面已经选定轴的材料为45钢,调质处理,由表15-1查得
故安全。
6、轴承的寿命校核(输出轴)
根据轴承寿命的计算公式
其中,查设计手册可得,深沟球轴承6217的基本额定动载荷
Cr=83.2kN,P为轴的输入功率,为2.6kW,n为轴的转速,为14.1r/min,代入计算公式,得出轴承的工作寿命为
而减速器的要求工作寿命为
因为
,故轴承符合要求。
7、键的选取与强度校核
(1)、输入轴键的选择
1、输入轴与皮带轮采用键连接,根据
d=31mm,l=49mm
查设计手册,选择键的型号为
C键10X45GB/T1096-2003
2、输入轴齿轮与输入轴采用键连接,根据
d=50mm,l=111mm
查设计手册,选取键的型号为
键14X100GB/T1096-2003
(2)、中间轴键的选择
1、中间轴大齿轮与轴的连接采用键连接,根据
d=65mm,l=107mm
键18X100GB/T1096-2003
2、中间轴小齿轮与轴的连接采用键连接,根据
d=65mm,l=111mm
(3)、输出轴键的选取
1、输出轴与联轴器连接处采用键连接,根据
d=71mm,l=141mm
查设计手册,选取键的型号为
C键20X125GB/T1096-2003
2、输出轴与输出轴齿轮连接处采用键连接,根据
d=90mm,l=107mm,
键25X1001096-2003
(4)、输出轴与输出轴齿轮连接处键的校核
1、已知条件
传递的转矩T=344000N·
mm
轴的直径d=90mm
2、查设计手册可得
键的截面尺寸 b×
h=25x14mm
键的长度 L=100mm
键的有效长度 L0=75mm
接触高度 k=5.6mm
许用应力 [σp]=110MPa
3、计算应力
4、校核计算结果:
,满足
八、减速箱的润滑与密封的选择
1.润滑方式的选择
在减速器中,良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热,还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用,从而保证减速器的正常工作及寿命。
齿轮圆周速度:
高速齿轮
低速齿轮
由于V不均小于2m/s,所以轴承采用油润滑润滑,齿轮靠机体油的飞溅润滑。
2.润滑油的选择
由于该减速器是一般齿轮减速器,故选用N200工业齿轮油
3.密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处,为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀,要求设置密封装置。
因用脂润滑,所以采用毛毡圈油封,即在轴承盖上开出梯形槽,将毛毡按标准制成环形,放置在梯形槽中以与轴密合接触;
或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封,然后用另一个零件压在毡圈油封上,以调整毛毡密封效果,它的结构简单。
所以用毡圈油封。
9、箱体的设计
名称
计算公式
结果
机座壁厚δ
δ=0.025a+1≥8
10mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.02a+1≥8
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
15mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
25mm
地脚螺钉直径
df=0.036a+12=17.904
20mm
地脚螺钉数目
a<
250,n=4
4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75
16mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2
d2=(0.5~0.6)
12mm
联接螺栓d2间距
L=150~200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4~0.5)
10mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3~0.4)
8mm
定位销直径
d=(0.7~0.8)
轴承旁凸台半径
R
=C
Rf=24mm
R1=20mm
R2=16mm
轴承盖螺钉分布圆直径
D1=D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=97mm
D12=105mm
D13=125mm
轴承座凸起部分端面直径
D2=D1+2.5d3
D21=122mm
D22=130mm
D23=150mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
Δ1>
1.2δ
14mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
Δ2>
δ
df,d1,d2至外机壁距离
C1=1.2d+(5~8)
C1f=30mm
C11=20mm
C12=20mm
df,d1,d2至凸台边缘距离
C2
C2f=24mm
C21=20mm
C22=16mm
机壳上部(下部)凸缘宽度
K=C1+C2
Kf=54mm
K1=40mm
K2=36mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1~1.2)d1
16mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+C2f+(3~5)
58mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
10、减速器附件的选用
1.观察孔盖
由于减速器属于中小型,查表确定尺寸如下(单位:
mm)
检查孔尺寸
检查孔盖尺寸
B
L
b1
L1
b2
L2
孔径d4
孔数n
68
120
100
150
84
135
5
6.5
4
2.通气器
设在观察孔盖上以使空气自由溢出,现选通气塞。
查表确定尺寸如下:
D
D1
S
l
a
d1
M20×
1.5
30
25.4
22
28
15
6
3.游标
选游标尺,为稳定油痕位置,采用隔离套。
d
d2
d3
h
b
c
M12
12
10
20
16
4.油塞
D0
e
H
M18×
25
27
3
21
24.2
15.8
2
5.吊环螺钉
h1
r1
r
a1
D2
h2
M16
14
34
31
1
13
4.5
62
6.定位销
为保证箱体轴承座的镗制和装配精度,需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。
定位销直径d=(0.7~0.8)d2,d2为凸缘上螺栓直径,长度等于分箱面凸缘总厚度。
7.起盖螺钉
为便于开启箱盖,在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉,螺钉螺纹段要高出凸缘厚度,螺钉端部做成圆柱形。
第三章设计总结
作为一名机械设计制造及自动化大三的学生,我觉得能做类似的课程设计是十分有意义,而且是十分必要的。
在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。
我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面,如何去锻炼我们的实践面?
如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢?
我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。
在做本次课程设计的过程中,我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。
为了让自己的设计更加完善,更加符合工程标准,一次次翻阅机械设计手册是十分必要的,同时也是必不可少的。
我们是在作设计,但我们不是艺术家。
他们可以抛开实际,尽情在幻想的世界里翱翔,我们是工程师,一切都要有据可依.有理可寻,不切实际的构想永远只能是构想,永远无法升级为设计。
参考文献
1.《机械原理》孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社2006年
2.《机械设计》濮良贵纪名刚主编高等教育出版社2001年
3.《机械设计手册》吴宗泽﹑罗圣田主编高等教育出版社1993年
4.《机械设计课程设计》刘俊龙﹑何在洲主编机械工业出版社1992年
5.《机械设计课程设计》卢颂峰﹑王大康主编北京工业大学出版社1993年
6.《机械设计课程设计》蔡广新主编机械工业出版社2002年