机械设计课程设计二级圆柱斜齿轮减速器说明书解读Word文档下载推荐.docx
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输送带速度允许误差为±
5%。
原始数据:
送带工作拉力F=2500N;
输送带速度v=1.6m/s;
卷筒直径D=450mm。
嘉兴学院机电工程学院-3-
1.3机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计内容包括:
传动装置的总体设计;
传动件(齿轮、轴等)的设计计算和标准件(轴承、链、联轴器等)的选择及校核;
装配图和零件图设计;
编写设计计算说明书。
在机械设计课程设计中应完成的任务:
工作分成两部分,一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。
1.减速器装配工作图1张(A0或A1);
2.零件工作图2张(齿轮、轴各1张,A2);
3.设计计算说明书一份(A4)
图纸先手工绘制草图,再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。
设计计算说明书按规范用计算机打印。
1.4机械设计课程设计的时间安排
机械设计课程设计的时间为3周。
具体安排如下:
1.传动装置总体设计(2天)
2.装配草图设计(4天、包含上机)
3.零件工作图设计(4天、包含上机)
4.编写设计计算说明书(3天、包含图纸和说明书打印)
5.答辩(2天)
以上天数不包含双休日。
二、设计步骤
2.1传动装置总体设计方案
根据工作工作条件、制造的经济性,选择齿轮减速器作为传动装置。
同时考虑原动机转速较高,而工作要求转速又较低,因此传动比较大,故采用二级展开式圆柱齿轮减速器(图2-1)。
此类减速器齿轮相对轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。
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图2-1
传动装置简图
2.2选择电动机
(1)选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。
(2)确定电动机功率
工作装置所需功率Pw按式(2-2)计算
Pw=Fw⋅vw1000⋅ηwKW
式中,Fw=2500N,vw=1.6m/s,工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取ηw=1(不考虑这
里的误差)。
代入上式得:
Pw=
Fw⋅vw1000=2500⨯1.61000=4KW电动机的输出功率P0按式(2-1)计算:
P0=PwηKW
式中,η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。
由式(2-4),η=ηg⋅ηr⋅ηc;
由表2-4,取滚动轴承效率ηr=0.995,8级精度齿轮传动(稀
232232232油润滑)效率ηg=0.99,滑块联轴器效率ηc=0.995,则η=ηg⋅ηr⋅ηc=0.99⨯0.995
故P0=Pw⨯0.995=0.956η=4
0.956=4.185
KW
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机械设计课程设计因载荷平稳,电动机额定功率Pm只需略大于P0即可,按表8-169中Y系列电动机技术数据,
(3)确定电动机转速
卷筒轴作为工作轴,其转速为:
nw=6⨯10vwπD4选电动机的额定功率Pm为5.5KW。
=6⨯104⨯1.6
3.14⨯450=67.941r/min
‘按表2-1推荐的各传动机构传动比范围:
单级圆柱齿轮传动比范围ig=3~5,则总传动比范
围为ig=3⨯3~5⨯5=9~25
‘’‘,可见电动机转速的可选范围为:
n=i*nw=(9~25)⨯67.94=161.416~916.59285r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种,为减少电动机的重量和价格,由表8-169选常用的同步转速为1440r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min。
电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可由表8-170、表8-172中查得,这里略。
2.3计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
(4)传动装置总传动比i=nm
nw=144067.941=21.2
(2)分配传动装置各级传动比
由[1]式2-5得,取高速级与低速级的传动比之比为1.3:
1。
所以有i=1.3is*is
故得:
if=5.25;
is=4.04。
2.4计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速由[1]式2-6得:
Ⅰ轴:
nⅠ=nmi0Ⅰ=1440=1440r/min
Ⅱ轴:
nⅡ=nⅠiⅠⅡ=14405.25=274.3r/min
Ⅲ轴:
nⅢ=nⅡiⅡⅢ=274.34.04=67.89r/min
(2)各轴输入功率由[1]式2-7得:
=P0⋅ηC=4.185⨯0.995=4.164kwⅠ轴:
PⅠ
⋅ηr⋅ηg=4.164⨯0.995⨯0.99=4.143kwⅡ轴:
PⅡ=PⅠ
⋅ηr⋅ηg=4.143⨯0.995⨯0.99=4.081kwⅢ轴:
PⅢ=PⅠ
工作轴:
Pw=PⅢ⋅ηr⋅ηc=4.3\081⨯0.99⨯0.995=4.02kw
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(3)各轴输入转矩由[1]式2-8得:
/nⅠ=27.59N⋅mⅠ轴:
TⅠ=9550PⅠ
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=142.7N⋅mⅢ轴:
TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=568.3N⋅m工作轴:
Tw=9550Pw/nw=559.86N⋅m电动机输出转矩:
T0=9550P0/nm=27.75N⋅m根据以上计算得有关参数如下表1.
表2减速器各轴有关参数
2.5齿轮的设计计算
齿轮实用期限为10年(每年工作300天),两班制。
(一)高速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料,热处理及精度等级及齿数
1)考虑此减速器的功率及现场安装的限制,选用渐开线斜齿轮
2)根据表2有关数据,按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
3)材料选择。
根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45号钢(正火),齿面硬度为200HBS
4)取小齿轮齿数z1=18,故大齿轮齿数z2=z1⋅i=94.5,取z2=95。
5)选取螺旋角。
初选螺旋角β=142、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a进行计算,即
3
o
d1t=
2KtT1φdεα
⋅
u±
1ZHZE2
()[σH]u
(1)确定公式内的各个计算数值1)试选载荷系数kt=1.6。
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-7-
2)计算小齿轮传递的转矩。
由表2可知:
T1=27.59N⋅m3)由表10-7选取尺宽系数φ
d
=1。
14)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa5)由图10-30选取区域系数ZH=2.433
。
6)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
的接触疲劳强度极限σ
Hlim2
Hlim1
=750MPa;
大齿轮
=380MPa。
7)由图10-26查得εα1=0.76;
εα2=0.86;
则:
εα=εα1+εα2=1.62
8)由式10-13计算应力循环次数。
9
N1=60⋅n1⋅j⋅Lh=60⨯1440⨯1⨯2⨯8⨯300⨯10=4.1475⨯10N2=60⋅n2⋅j⋅Lh=4.1475⨯10
3.431=9.68⨯10
HN1
9)由图10-19取接触疲劳寿命系数K
=0.90;
KHN
2
=0.95。
10)计算接触疲劳许用应力,取安全系数S=1,由式10-12得[σ[σ[σ
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σ
H
]1]2
=KHN1⋅σ=KHN
S=0.9⨯750MPa=675MPaS=0.95⨯380MPa=361MPa=518MPa
⋅σ
]=([σH]1+[σH]22
]中较小的值。
4
d1t≥
2KtT1φdεαu±
1ZHZE2⋅()=
[σH]u
2⨯1.6⨯2.759⨯10
1⨯1.62
⨯
6.255.25
(
2.433⨯189.8
518
)
=37.189mm
2)计算圆周速度。
v=
πd1n160⨯1000
=
3.14⨯37.189⨯1440
60⨯1000
=2.725m/s
3)计算齿宽bb及模数mnt。
b=φ
⋅d1t=1⨯37.189=37.189mm
mnt=d1t⋅cosβz1=37.189⨯cos14/20=1.804mmh=2.25mnt=2.25⨯1.804=4.059mmb/h=37.189/4.059=9.1624)计算纵向重合度εβ
εβ=0.318⋅φdz1tanβ=0.318⨯1⨯18⨯tan145)计算载荷系数K
-8-
=1.427
使用系数KA=1,根据v=2.725m/s,7级精度,由[1]图10-8得:
动载系数KV=1.05,由[2]表10-4得KHβ=1.404查[2]表10-13得:
KFβ=1.26查[2]表10-3得:
KHα=KFα=1.1.故载荷系数:
K=K
A
⋅KV⋅KHα⋅KHβ=1⨯1.05⨯1.404⨯1.1=1.622
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得:
d1=d1t
k/kt
=37.189×
.622.6
=37.356mm
7)计算模数mn
mn=d1cosβz1=37.356⨯cos14/18=2.014mm
(3)按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17
mn≥
1)确定计算参数
2KT1Yβcosβ
φdz1εα
YFaYSa
[σF]
①计算载荷参数。
⋅KV⋅K
Fα
⋅K
Fβ
=1⨯1.05⨯1.1⨯1.26=1.559
②根据纵向重合度εβ③计算当量齿数。
=1.427,从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
zv1=z1coszv2=z2cos
β=19cos14
3o
=19.704
β=95cos14=103.995
④查取齿形系数。
由[2]表10-5查得:
YFa1=2.80YFa2=2.18YSa1=1.55YSa2=1.79
⑤计算大小齿轮的
YFaYSa[σ
F
]
并加以比较。
=630MPa,σ
=320MPa,由图
由图10-20c得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ10-18得,取K
FN1
FE1FE2
=0.85,K
FN2
=0.88;
取安全系数S=1.4.,计算弯曲疲劳许用应力。
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[σF]1[σF]2
[σ
=K
⋅σ⋅σ
FE1
S=0.85⨯630/1.4MPa=382.500MPaS=0.88⨯320/1.4MPa=201.143MPa
=KFN
2FE2
YFa1YSa1
]1
2.8⨯1.55382.500
=0.01134
YFa2YSa2[σ
]2
2.18⨯1.79201.143
=0.01940
大齿轮的数值大。
2)设计计算
2KT1Yβcos
β
2⨯1.559⨯27.59⨯10
1⨯18
⨯0.88⨯(cos14)
o2
⨯1.62
⨯0.01940=1.381mm
对此计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模
数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.0mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=37.189mm来计算应有的齿数.于是由:
z1=
d1⋅cosβmn
37.189⨯cos14
=18.042
取z1=19,则z2=if⋅z1=5.25⨯19=99.75,取z2=100。
(4)几何尺寸计算
1)计算中心距。
a=
(z1+z2)mn
2cosβ
(19+100)⨯22⨯cos14
︒
=122.643,将中心距圆整为123mm。
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
arccos
2a
=arccos
(19+100)⨯2
2⨯123
=14.652
因β值改变不多,故参数εα,kβ,zh等不必修正。
3)计算大、小齿轮的分度圆直径
z1⋅mncosβz2⋅mncosβ
d1
==
19⨯2cos14.652100⨯2cos14.652
oo
=39.277mm
d2=
==206.723mm
4)计算齿轮宽度。
b=φd⋅d=1⨯39.277=39.277mm圆整后取B2=45mm;
B1=50mm。
5)结构设计。
小齿轮采用齿轮轴式结构,大齿轮采用孔板式结构。
-10-
(二)低速级齿轮传动的设计计算1、选齿轮材料,热处理及精度等级及齿数
2)根据表2有关数据,按GB/T10095-1998,选择6级,齿根喷丸强化。
4)取小齿轮齿数z3=24,故大齿轮齿数z4=z3⋅i=96.96,取z4=97。
(2)确定公式内的各个计算数值8)试选载荷系数kt=1.6。
9)计算小齿轮传递的转矩。
TⅡ=142.7N/m10)由表10-7选取尺宽系数φ
12
11)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12)由图10-30选取区域系数ZH=2.433
13)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ
大齿轮的接触疲劳强度极限σ
Hlim4
Hlim3
14)由图10-26差得εα3=0.78;
εα4=0.78;
εα=εα3+εα4=1.65
8
N3=60⋅n3⋅j⋅Lh=7.90⨯10N4=60⋅n4⋅j⋅Lh=1.955⨯10
9)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90;
-11-
]3]4
HN3
S=0.9⨯750MPa=675MPaS=0.95⨯380MPa=361MPa
=518MPa
=KHN
4Hlim4
]=([σH]3
+[σ
]42
5
d3t≥
2KtTⅡφdεαu±
2⨯1.6⨯1.427⨯10
1⨯1.65
5.044.04
=64.927mm
πd3n360⨯1000
3.14⨯64.927⨯274.3
=0.932m/s
⋅d3t=1⨯64.927=64.927mm
mnt=d3t⋅cosβz3=64.927⨯cos14/24=2.625mmh=2.25mnt=2.25⨯2.625=5.906mmb/h=64.927/5.906=10.994)计算纵向重合度εβ
εβ=0.318⋅φdz3tanβ=0.318⨯1⨯24⨯tan145)计算载荷系数K
使用系数KA=1,根据v=0.914m/s,7级精度,由《机械设计》图10-8得:
动载系数KV=1.05,由[2]表10-4得KHβ=1.40查[2]表10-13得:
KFβ=1.34查[2]表10-3得:
=1.903
Hα
Hβ
=1⨯1.03⨯1.40⨯1.1=1.586
d3=d3t
=64.927×
.586.6
=64.642mm
mn=d3cosβz3=64.642⨯cos14/24=2.613mm(3)按齿根弯曲强度设计
2KT3Yβcos
φdz3εα
⋅KFβ=1⨯1.03⨯1.1⨯1.34=1.518
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=1.903,从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
β=24cos14β=99cos14
=26.272=108.373
YFa1=2.65YFa2=2.18YSa1=1.58YSa2=1.79
=320MPa,由图10-18
由图10-20c得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ得,取K
S=0.85⨯630/1.4MPa=382.500MPaS=0.90⨯320/1.4MPa=205.714MPa
YFa1YSa1[σ
2.594⨯1.596382.5002.157⨯1.81205.714
=0.01082
==0.01898
=2.012mm
数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=64.927mm来计算应有的齿数.于是由:
z3=
d3⋅cosβ
mn
64.927⨯cos14
2.5
=25.199
取z3=26,则z4=ib⋅z3=4.04⨯26=105.04,取106。
-13-
(z3+z4)mn
(26+106)⨯2.52⨯cos14
=170.05,将中心距圆整为171mm。
(26+106)⨯2.5
2⨯171
=15.223
z3⋅mncosβz4⋅mncosβ
d3
26⨯2.5cos15.223106⨯2.5cos15.223
=67.364mm
d4=
==274.636mm
b=φd⋅d=1⨯64.927=64.927mm
圆整后取B4=65mm;
B3=70mm。
有关数据如表