二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计Word文档格式.docx
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nd=I
'
dXnw=(8~15)X=~min
无法选择合适的电动机,故这时在减速器和电动机之间加以传动比为
带,来放大减速器的转速。
此时电动机的可选范围
-min
符合这一范围的同步转速只有
1000r/min。
由上可见,电动机同步转速只有1000r/min,—种传动比方案
综合各方面因素选择电机方案,即选电动机型号为
Y1001L-6机。
型号
额定功
满载转
中心高
轴伸尺
率/kW
速
mm
寸
nm(r/min)
电动机的主要参数见下表
Pd=
Ped=
nw
r/min
Y80M2-
940
1390
60*140
4
三、运动参数及动力参数计算
Y80M2-4型
电动机
计算总传动比及分配各级的传动比
总传动比:
i=nm/nw=68
传送带的传送比i=5
二级齿轮的减速器的传动比为
分配圆柱齿轮的传动比i=
锥齿轮传动比i=3
1.计算各轴转速(r/min
是大带轮所连轴
ni
278r/min
n2
278
(2)
92.6r/min
轴(3)是大圆柱齿轮所连轴
ns
4.53
20.44
r/min
2、各轴输入的功率
轴
(1)RPd61
0.560
0.92
0.98
0.505kw
轴
(2)P2R51
0.505
0.94
0.465kw
轴(3)RP214
0.465
0.97
0.442kw
轴
是大锥齿轮所连轴
3.计算各轴扭矩(
N-
m)
T1
轴
(1)
9550P
95500.505
17.35
N?
m
n=278
nn-
nm
=min
Pi=
Pi=kw
T2
轴
(2)
9550F2
95500.465
92.6
47.96
T3
轴(3)
9550P395512442206.51N?
n3
轴的数据
转速(r/min)
功率(kw)
转矩(N?
四、传动零件的设计计算
斜齿圆柱齿轮传动的设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》)
已知输入功率为R|=、小齿轮转速为nn=min、齿数比为。
工作寿命10年(设
每年工作300天),三班制,带式输送,工作平稳,转向不变。
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
7级精度。
(GB10095-88)
(2)材料选择
由《机械设计(第八版)》表
10-1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
(3)选小齿轮齿数Z124,则大齿轮齿数Z23396195初选螺旋角
14。
2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算
小齿轮:
40Cr(调
质)
280HBS
大齿轮:
45钢(调
240HBS
7级精度
ZhZeZZ)2
h]
(1)确定公式内的各计算数值
试选载荷系数KHt
KHt=
查教材图表(图10-30)选取区域系数
Zh=
Zh
查教材表10-6选取弹性影响系数Ze=
1
MPa2
Ze=
由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数Z
tarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos14)20.562
atiarccos[zicost/(乙2hancos)]
arccos[24cos20.562/(2421
at2arccos[z2cost/(z22han
arccos|95cos20.562/(9521
[Z1(tanat1tant)]/2
Mpa
Hlim2550
95
cos14)]29.974
cos)]
cos14)]23.430
[24(tan29.974tan20.562)
(tan23.430tan20.562)]/2
tan(14)/1.905
dz,tan/124
Ji)
由式
(10-23)可得螺旋角系数
d=1
T=
1.652
(41.652(1
J^^(1
由教材公式10-13计算应力值环数
Tcos
N1=60njLi=60XX1x(3x8X300x
N2=9
查教材10-19图得:
K1
查取齿轮的接触疲劳强度极限
由教材表10-7查得齿宽系数
10)
11)
Hlim1600Mpa
小齿轮传递的转矩T1=X105XP2/n2==
侦5)屠O.667
JCOS140.985
10)=x
9.
10h
MPa
Hlim2
550Mpa
V=
齿轮的接触疲劳强度极限:
取失效概率为1%,安全系数
S=1,应用公式(10-12)
K
_=x600=558MPa
1S
]2=Khn2H|im2=^550=528MPa
S
许用接触应力为两者较小者
故:
[h][h]2528MPa
(2)设计计算
1)按式计算小齿轮分度圆直径d1t
dit
3
l2KHtT1U1(ZHZEZZ)2
V([h])
ZhZeZZ
34
;
21.310.810119(2.433189.80.6670.985)248789mm
528
2)计算圆周速度V
d1tn1s
601000
3)计算齿宽b及模数
mnt
4)
5)
6)
7)
b=
dd1t==
mnt怜3业2.221mm
24
mint=
计算齿宽与咼之比
齿高h=2.25mnt=x=mm
%=48-7%
计算纵向重合度
计算载荷系数K
d乙3=14=
系数Ka=1,根据V=s,7级精度查图表(图10-8)得动载系数Kv=
查教材图表
由教材图表
Kh
Kf
(表10-3)得齿间载荷分布系数KhKf
(表10-4)查得Kh1
(图10-13)得Kf1
所以载荷系数
KKaKvKhKh
按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1
氓5厝54.94mm
mn1=mm
8)计算模数mn1
mn=d1^54.94COS142.221mm
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
mn
2
2KFtT1YYcos,诈Ys
dZ21
('
F'
S)设计
[f]
Zvi=
2)根据纵向重合度=查教材图表
(图10-28)查得螺旋影响系数丫=
3)计算当量齿数
Zv1Zf/cosW
33
Zv2Z2/cOS88/cos14
查取齿形系数查教材图表(表10-5)Yf1=,Yf2
查取应力校正系数查教材图表(表10-5)Ys1=,Ys2
查教材图表(图10-20C)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限
Fiim1=500MPa,大齿
轮弯曲疲劳强度极限
Flim2=380MPa。
ZV2
Yf
Ys
(1)确定公式内各计算数值1)试取载荷系数KFt1.3
计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=,由式F
Kfnfe得
S得
KFN1
KFN2
_KfN1Flim10.9500
F]1=—「
321.4
FE1-
1.4
[F]2=Kfn2FF20.94380255.14
9)计算大、小齿轮的
YfYs
,并加以比较
f
Yf1Fs1
[f]1
2.62
160.0130
Yf2Fs2
[f]2
2.181.820.0156大齿轮的数值大.选用.
255.14
1)计算模数
37
]21.310.8104
彳124*2
2)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:
2
O.681O.778cos140.0156mm1.56mm
mn彳Kt1.56iR?
1.613
对比计算结果,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
乙=27
Z2=106
GB/T1357-1987
强度计算的法面模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅取决于齿轮直径。
按
圆整为标准模数,取mn=2mn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=mm来计算应有的齿数.
2)计算齿数z
54.94COS14
1=
取z1=27
那么z2=X27=取z=106
a=137mm
2COS14
=13.879
=arccos(ZZ)mnarccos(27106)213.879
2137
因值改变不多,故参数,k,
Zh等不必修正.
d1=56mm
(3)计算大.小齿轮的分度圆直径
d2=218mm
d1=込
cos
272=mmCOS13.879
取整为56
B162
B256
d2^
COS
1062=mmCOS13.879
取整为218
(4)计算齿轮宽度
B=
d11
62mm62mm
Bi
62
(5)结构设计
小齿轮(齿轮
1)
齿顶圆直径为
60mm采用实心结构
大齿轮(齿轮
2)
222mm采用腹板式结构其零件图如下
图二、斜齿圆柱齿轮
直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》
已知输入功率为P=、小齿轮转速为n=min、齿数比为由电动机驱动。
工作
寿命10年(设每年工作300天),三班制,带式输送,工作平稳,转向不变。
(1)圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器,其速度不高,故选用
Z125
(2)材料选择由《机械设计(第九版)》表10-1小齿轮材料可选为40Cr(调质),
硬度为280HBS大齿轮材料取45钢(调质),硬度为240HBS二者材料硬度相差
40HBS
Z2
75
(3)选小齿轮齿数Z124,则大齿轮齿数Z23.125Z1
2、按齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式:
ZhZe\2
dit'
t;
(r^?
(厅
kt1=
(1)、确定公式内的各计算值
1)试选载荷系数KHt=
2)小齿轮传递的转矩T1=X105Xp/n1=取齿宽系数
R0.3
0.3
3)查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限
Hliml600Mpa大齿轮的
接触疲劳极限Hiim2550Mpa
4)查表10-6选取弹性影响系数ZE=MPa2
5)由教材公式10-13计算应力值环数
N1=60n』L,=60XX1X(3X8X300x10)
=XI09h
KhN1
0.91
[h]1
N2=X109h
546MPa
7)查教材10-19图得:
K1=K2
8)齿轮的接触疲劳强度极限:
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式(10-12)
[h]2=506
H],=KHN^Hlim1=x600=546MPa
设计及设计说明
h]2=K^^S^^=^550=506MPa
1)试算小齿轮的分度圆直径,带入
H中的较小值得
dJ189.82.52
1.3436600
dm1d1t(10.5
5060.310.5
0.32
3.125
整小齿轮
分
度
)62.78(10.30.5)
53.363mm
调
R
圆直径
62.78mm
dit=
计算圆周速度
Vdm1n1s
计算载荷系数
系数Ka=1,根据V=s,
7级精度查图表
(图10-8)
得动载系数Kv=
查图表(表10-3)得齿间载荷分布系数
KhKf
=1
K=
根据大齿轮两端支撑,小齿轮悬臂布置得
Kh卩Kfb=
得载荷系数kkakvkhkh
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得
dt舟=62.78
懵64.135mm
Mt=
计算模数
d164.135
2.67mm
Z1
、按齿根弯曲疲劳强度设计
设计公式:
4KT1
R(10.5R)2zj后
YFaYsa
(1)确定公式内各计算数值
1)计算载荷系数k
KaKvKfKf
2)1arctanQ/u)
29017.74
arctan(24/75)
72.26
Zv1
17.74
ZV2%2
4)由教材表10-5查得齿形系数
Yf12.65
Yf22.15
应力校正系数
Ys11.58YS21.88
4)由教材图20-20C
查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa,大齿轮的
弯曲疲劳强度极限
FE2380MPa
由《机械设计》图
10-18取弯曲疲劳寿命系数KfN1=KfN2
Yf1
2.65
YF2
2.15
Ys1
1.58
Ys2
1.88
FE1
500M
FE2
380M
Pa
计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.7,得
KFN1FE1O.91500
f]1=—T"
KFN2
1.7
267.65MPa
f]2=KfN2FF20.92380205.65MPa
F2S1.7
计算大小齿轮的YFaFsa,并加以比较
2.65匸580.0156
[F]1267.65
YFa2Fsa22.151.88
0.020
205.65
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算
1.336600
mj2*0.02mm1.325mm
V0.310.50.3242j3.12521
取M=2mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度
计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。
而齿面接
触疲劳强度所决定的承载能力,取决于齿轮直径。
GB/T1357-1987圆整为标准
M=
模数,取m=2mmi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=mm来计算应有的齿数.
计算齿数z1=d133取1z=33
那么z2=x33=104
z1=33
Z2=104
计算几何尺寸
d1=z,m2
33=66mm
d1=66
d2=z2m2
104=208mm
arccot」1736'
16d
90!
7223'
43"
d1rJ——1d1rJ―132.733mm圆整取
II4*4
B2
d2=208
11736'
16'
27223'
43'
B1=33mm
r/-
Bi=33mm
IK
wit
h.N
■J
B2=33mm
机构设计
i圆直径为
米用实心结构其零件图
203mm采用腹板式结构
小锥齿轮
大锥齿轮('
齿轮一大端齿顶圆
一亠k
社L
"
.严■?
图三、直齿锥齿轮
五、轴的设计计算
输入轴(I轴)的设计
1、求输入轴上的功率p、转速n和转矩Ti
P=kw
n=minT:
=2、求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为
dmidi(10.5R)66(10.50.3)56.1mm
则Ft2Tdm12366°
%611304.81N
FrFt.tan20cos1452.67N
FFt.tan20sin1143.65N
—一『一f
圆周力Ft、径向力冃及轴向力Fa的方向如图二所示L"
Ft=
Fr=
Fa=
图四、输入轴载荷图
3、初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为
45钢(调质),根据《机械设
计(第九版)》表15-3,取A,得
TeaKAT2
dl2=28mm
4、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案(见图五)
98
Lb
图五、输入轴轴上零件的装配
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位,12段轴右端需制出一轴肩,查《机械设计》
书,故
2)初步]
同时受有径向力和轴向力,故I选
d2332mm。
左端用轴端挡圈定位,12段长度应适当
d2332mm
小于L所以取.
\\\\\\\
圆锥滚子
表T3-i
:
轴承,参照工作要求并根据蠹d!
—32mm,由《机械设计课程设
-\Li——L2
中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307,其尺寸
所以d3435mm而l34
这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,
型轴承的定位轴肩高度da44mm,
3)取安装齿轮处的轴段67的直径
段应略短于轴承宽度,故取
Li2=58mm
d3435mm
L34=结果
由《机械设计课程设计》表13-1查得30307
因此取d4544mm
d6733mm;
为使套筒可靠地压紧轴承,
56
d45
d67
44mm
33mm
L56=21mmd5635mm
4)轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的
要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离
I30mm,取L23=50mm
L56
d56
=21mm,
35mm
L23=50mm
5)有《机械设计手册》得锥齿轮轮毂宽度为d67=40mm为使套筒端面可靠地压
紧齿轮取L6756mm
由于Lb2La
故取L45109mm
L6756mm
L45109mm
La60mm,Lb120mm
(3)轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,
按d6733mm由《机械设计(第九版)》表
6-1
查得平键截面键宽x键高bh
10mm8mm,键槽用键槽铳刀加工,长为45mm
同时为保
证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为
H7;
同样,
n6
半联轴器处平键截面为bhl8mm7mm36mm与轴的配合为h7;
滚动
轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为
k5。
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为245,轴肩处的倒角可按适当选取。
5、求轴上的载荷(30307型的a=。
所以俩轴承间支点距离为120mm右轴承与齿
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
Fnh1652405N
Fnv1192.76N
Fnh21957.215N
Fnv2645.43N
弯矩M
Mh78288.6N.mm
Mv123131.2N.mm
Mv24029.38N.mm
总弯矩
M1J7828862(23131.22)816343N?
M2J78288.624029.382783922N?
扭矩T
Ti=
轮间的距离为60mm)(见图四)
6、按弯扭合成应力校核轴的强