二级减速器课程设计装配图 原理图 CAD图 计算图课程设计Word下载.docx
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2、分配传动装置传动比:
(式中为外部开式齿轮的传动比,为减速器的传动比)。
的可取范围为,取=5则减速器的传动比
3、按展开式布置。
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由展开式曲线
查得,则。
4、计算各轴的动力和动力参数
(1)各轴的转速
?
轴:
VI轴:
(2)各轴的输入功率
V轴:
-IV轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.
(3)各轴的转矩
电动机的输出转矩:
IV轴:
-IV轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98.
运动动力参数计算结果整理于下表:
轴名功率P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率
输入输出输入输出
电机轴1.057.16140010.99
轴1.041.027.096.951400
轴0.990.9738.4837.71245.185.710.95
轴0.940.92137.90135.1465.033.770.95
IV轴0.880.86641.92629.0813.0150.93
V轴0.870.85622.79616.5013.0110.97
三、传动零件的设计计算
1减速器开式齿轮的设计算
传动比为:
i=5,输入转速为:
65.03r/min,传递功率为:
p=1.96KW,每天工
作16h,寿命为10年(每年按250工作计算)
确定材料与热处理方式
1〃确定材料与热处理方式
考虑到该齿轮传动无特殊要求,出于等强度和抗胶合的考虑,大小齿轮应有适当
的硬度差。
由表6.1确定材料组合如下:
方案1小轮45钢调质,HBS229~286;
大轮45钢正火,HBS169~217。
2〃确定许用应力(MPa)——教材中图6.14、图6.15得
=605(HBS250),=560(HBS200)
=225(HBS250),=210(HBS200)。
由表6.5取=1.1,=1.5
使用寿命=60=60×
65.03×
1×
16×
250×
10=1.56×
10
=/i=1.56×
10/5=0.31×
由教材中图6.16曲线得接触强度计算寿命系:
=1,=1.14;
由教材中图6.17曲线得弯曲强度计算寿命系:
==1,按照国家标准,取试验齿轮的应力修正系数:
=2
取安全系数:
=1.1=1.5
==605*1.19/1.1=654.5MPa,
==560*1.2/1.1=611MPa
==225*2*1/1.5=308MPa,
==210*2*1=280MPa。
1301
二级减速器课程设计(装配图+原理图+CAD图+计算图)3〃按齿面接触疲劳强度设计(长期单向运转的闭式齿轮传动)工作转矩T为III轴的输出转矩T=135.14Nm
取节点区域系数为=2.5(图6.2),材料系数为:
=189.8(表6.3),
重合度系数为:
=0.87(p135),齿宽系数为:
=0.8(表6.8)
载荷系数K=×
×
=1.51
其中:
=1.25(表6.2),=1.1(p134),
=1.1(p134),=1.1(p134)。
=
=62.48mm
4〃初定齿轮参数
因为是闭式齿轮传动,为降低制造成本,提高工作平稳性,齿数可适当取大些。
初取:
=30,=i×
=5×
30=150,于是=2.08mm
查手册,取标准模数m=2.5,则齿轮实际分度圆直径为:
=m=75mm>62.48(所需最小值),
=m=375mm;
实际中心距a=0.5(+)=225mm
齿宽=b==0.8*75=60mm,=b+5=65mm
6〃校核齿根弯曲疲劳强度
齿形系数=2.52,=2.16;
应力校正系数=1.63,=1.81,并取重合度系数=0.75(p137),于是:
==139.70Mpa<
==133.19MPa<
可知齿根弯曲疲劳强度足够
设计结课:
小轮:
45钢调质=30d=75mmb=65mmm=2.5a=225mm
大轮:
45钢调质z=150d=375mmb=60mm
2、减速器内部齿轮计算设计
1、材料选择齿轮。
初选大小齿轮的材料均45钢,经调质处理。
其硬度在210-250HBS,齿轮
等级精度为8级。
由于减速器要求传动平稳,所以用圆柱斜齿轮。
初选。
2、计算高速级齿轮
(1)、查取教材可得:
,,,;
传动比=5.71由表查得各数据如下:
,,,取则
(2)、接触疲劳施用应力查图可知:
;
则应力循环次数:
又查图可知:
,=1.08则:
(3)、计算小齿轮最小直径,取齿宽系数
(4)、确定中心距
就尽量圆整成尾数为0或5,以得于制造和测量,所以初定。
(5)、选定模数、齿数、和螺旋角
一般,。
初选,,则
由标准模数取,则取则取
齿数比:
与的要求比较,误差为2.3%,可用。
于是满足要求。
(6)、计算齿轮分度圆直径小齿轮
大齿轮(7)、齿轮宽度
圆整大齿轮宽度
取小齿轮宽度
(8)、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知:
根据、查表则有:
则
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理。
3、计算低速级齿轮
,,;
传动比由表查得各数据如下:
(2)、接触疲劳施用应力
查图可知:
则:
由标准模数取,则取则
二级减速器课程设计(装配图+原理图+CAD图+计算图)
与的要求比较,误差为0.6%,可用。
于是
满足要求。
大齿轮
(7)、齿轮宽度
所以齿轮的基本参数如下表所示:
名称符号公式齿1齿2齿3齿4齿数
0.250.25
齿顶高
0.9970.9971.9971.997
齿根高
1.261.262.5252.525
齿顶圆直径
26.294137.69444.414153.564
齿根圆直径
21.78133.1835.37144.52
中心距
8095
孔径b
齿宽
32275045
四、减速器结构设计
名称符号减速器型式及尺寸关系/mm
箱座壁厚
箱盖壁厚
箱盖凸缘厚度15
箱座凸缘厚度15
箱座底凸缘厚度25
地脚螺钉直径16
地脚螺钉数目4
轴承旁联接螺栓直径12
机盖与座联接螺栓直径10
联接螺栓的间距
180
轴承端盖螺栓直径8
视孔盖螺钉直径
4
定位销直径
8
、、到外箱壁距离
22、18、16
、至凸缘边缘距离
20、14
轴承旁凸台半径
凸台高度
外箱壁至轴承座端面距离30
大齿轮顶圆与内箱壁距离12
齿轮端面与内箱壁距离
箱盖、箱座肋厚
轴承端盖外径
轴承端盖凸缘厚度
9
轴承旁联接螺栓距离
五、轴的效核及计算:
1.选择轴的材料
选材45钢,调质处理,其机械性能由表11.1和11.4查=60MPa,
=640MPa,=275MPa,=155MPa,P=3.55KW,=328.522N.mm,
=32.52
2.初定轴的最小直径(查表取C=110)各轴的转速
?
各轴的输入功率
各轴的输入转矩
轴:
最小直径为
考虑到联轴器的内径,故最小直径取20?
考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取25?
最小直径为?
考虑到滚子轴承的内径,故最小直径取35?
3.轴的校核1
联轴器的计算转距查表10.1取=1.3,=1.3*7090=9217N.mm选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器:
型号如下
LT4联轴器(GB/T4323—2002),其工称转距为63000N.m,轴1的结构、尺寸如下图:
1)求作用齿轮上的力:
d=24.24mm,=7090N.mm
,
2)求作用于轴上的支反力:
A、水平支反力:
得=156.03N=428.96N
垂直面内支反力:
得=61N=154.61N
B、作出弯距图
根据上述简图,分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距:
=13683.831N.mm=5349.7N.mm=4932.059N.m
总弯距
=14692.21N.mm=14545.53N.mm
3)作出扭距图
4)作出计算弯距图
=267046N.mm
==14545.53N.mm
5)校核轴的强度
==19.12MPa<
[]=60MPa故安全。
6)精确校核轴的疲劳强度
(1)、截面A左侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算W==9113
抗弯截面模量=18225
抗弯截面扭距为=349640N.mm
截面上的弯曲应力=7.052MPa
截面上的扭转切应力=19.18MPa
截面I左侧的弯距M为165240*(72-44)/72=64260N.mm
因r/d=0.022D/d=1.07查表得由查表计算得,理论应力集中系数=2.2=1.6又查表得轴的材料敏性系数为=0.8故效应力集中系数为
=1+(-1)=1.72
=1+(-1)=1.432
查表的尺寸系数=0.70扭转尺寸系数=0.83轴按磨削加工,得表现质量系数为==0.92轴未经表面强化处理,即=1计算综合系数值为
=/+1/-1=2.373
=/+1/-1=1.723
材料特性系数=0.1=0.05
计算安全系数
=/(+)=16.436
=/(+)=9.116
=/=7.97>
>
S=1.5
故可知其安全。
(1)截面II右侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算
W=0.1=11059
抗扭截面模量=0.2=22118
弯矩M为M=1652401*=64260N.mm
截面II上的扭矩T=349640N.mm截面上弯曲切应力==5.811MPa截面上的扭转切应力==15.808MPa
过盈配合处的/值,由手册可知/=0.8/于是得
/=2.457/=1.966
轴按磨削加工,得表现质量系数为==0.92
故得综合系数为:
=/+1/-1=2.544
=/+1/-1=2.053
轴在截面4的左侧的安全系数为
=/(+)=18.602
=/(+)=9.325
=/=8.336>
S=1.5故该轴在I右侧的强度也是足够的。
又因本传动无大的瞬
时过载及严重的应力循环对称性,故可略去静强度校核。
一、轴承的选择和计算选择轴承
(1)、选择轴承
轴承1深沟球轴承6005C(GB/T292-94)
轴承2深沟球轴承6008C(GB/T292-94)
轴承3深沟球轴承6009C(GB/T292-94)
(2)校核轴承(3轴)
深沟球轴承6005C查手册得=25800N=20500N由表8.6=1.0=1981N=1116N
计算派生力系、,由表得s=0.5R
=0.5=9905N=0.5=558N
因+=1023>
故2边为紧边,所以
=+=1023N==558N
计算当量动负荷
轴承I:
=1023/20500=0.050由表8.5得=0.42
=1023/1116=0.52>
由表8.5得=0.44=1.32
=(+)=2222N同理可得=1277.82<
轴承寿命=250000h>
=23360h
寿命选用合乎要求。
二、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:
键名国标
1(联轴器)键6X6GB1096-79A型2(齿轮2)键14X9GB1096-79A型3(齿轮3)键14X9GB1096-79A型4(齿轮4)键14X9GB1096-79A型5(输出轴)键10X8GB1096-79A型查表的钢的静联接在时的许用应力[]=100~120MPa校核键1==12.54MPa〈[]
校核键2==12.41MPa〈[]
校核键3==24.04MPa〈[]
校核键4==10.1MPa〈[]
校核键5==29.03MPa〈[]
校核键6、7==46.95MPa〈[]
所以所有键均符合设计要求,可用。
三、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为弹性柱销联轴器:
型号如下HL2联轴器(GB5014-85)
公称转矩T=315N/m额定转速n=5600r/min质量5KgD=120?
联轴器2为弹性柱销联轴器:
型号如下HL3联轴器(GB5014-85)
公称转矩T=630N/m许用转速n=5000r/min质量8gD=160?
四、减数器的润滑方式和密封类型的选择1、减数器的润滑方式:
飞溅润滑方式2、选择润滑油:
工业闭式齿轮油(GB5903-95)中的一种。
3、密封类型的选择:
密封件:
毡圈130JB/ZQ4606-86
毡圈240JB/ZQ4606-86
十一、设计小节
通过课程设计二级减速器,让我们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深入了解。
课程设计的优点:
可以让我们提前了解设计
的全过程,及及时了解我们的不足,可以及时改进。
十二、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6月第2次印刷。
2、机械设计课程设计手册/吴忠泽,罗圣国主编编号ISBN7-04-005841-3高等教育出版社2003年8月第7次印刷。
3、机械设计课程设计/王大康,卢颂峰主编编号ISBN7-5639-0880-3北京工业大学出版社2000年2月第1次出版。