圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc
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1、圆柱齿轮减速器课程设计说明书 作者: 日期:2 个人收集整理 勿做商业用途第一章 传动装置总体设计1.1传动方案(已给定)1.1。1外传动为V带传动。1。1.2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。1。1。3方案简图如下:1。2该方案的优缺点:该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本.减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引
2、起的载荷沿齿宽分布不均现象.原动机部分为Y系列三相交流异步电动机.总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.3原动机选择(Y系列三相交流异步电动机)工作机所需功率:p=Fv=2。20。80=1。76Kw工作机转速: 传动装置总效率:(见课设式33) , , , ,, , (课设表3-6)电动机的输出功率: (见课设式3-4) 取选择电动机为Y112M-6型 (见课设表17-7)技术数据:额定功率() 2.2 满载转矩() 940堵转转矩/额定转矩= 2.0 最大转矩/额定转矩= 2.0Y132S4电动机的外型尺寸(mm):
3、 (见课设表17-8)A:190 B:140 C:70 D:28 E:60 F:8 G:24 H:112 K:12 AB:245 AC:230 AD:190 HD:265 BB:180 L:4001。4传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配:1.4.1总传动比: (见课设式3-5) 1。4。2各级传动比分配: (见课设3-6) 初定: 第二章 V带设计2.1外传动带选为普通V带传动,确定计算功率:2.1.1由表87(机械设计)查得工作情况系数 2.1。2由式827(机械设计) 2。2选择V带型号 查图8-11(机设)选A型V带。2.3确定带轮直径 2。3.1参考图8-11(机设)及表8-7
4、(机设)选取小带轮直径 (电机中心高符合要求)2。3.2验算带速由式8-13(机设) 2。3。3从动带轮直径 查表88(机设) 取2。3。4传动比 i 2.4确定中心距和带长2.4.1按式(824机设)初选中心距 取2。4。2按式(822机设)求带的计算基础准长度L0 查表8-2(机设)取带的基准长度Ld=1400mm2.4.3按式(8-23机设)计算实际中心距:a 故符合要求2.4。4按式(824机设)确定中心距调整范围 2。5验算小带轮包角1 由式(825机设) 2.6确定V带根数Z2。6。1由表(84a机设)查得dd1=112,用线性插值法求n1=940r/min时的额定功率P0值。 2
5、。6.2由表(84b机设)查得P。=0.11Kw2。6。3由表(85机设)查得包角系数2。6。4由Ld=2500mm查表(82机设)查得长度系数KL=0。962.6.5计算V带根数Z,由式(8-26机设) 取Z=2根2。7计算单根V带初拉力F0,由式(827机设). 2。8计算对轴的压力Fp,由式(828机设)得 2.9确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=224mm,中心距a=433,带长L =1400, 采用两根带轮传动,采用孔板式结构,基准图见零件工作图. 第三章 各齿轮的设计计算 3.1高速级减速齿轮设计(斜齿圆柱齿轮
6、)3.1.1齿轮的材料,精度和齿数选择。因传递功率不大,转速不高,材料按表71选取,锻选项毛坯,大齿轮都采用45号钢,调质处理。小齿轮采用40Cr,调质处理,均用软齿面。齿轮精度用7级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=25 则Z2=Z1i=253。1=77。53.1。2设计计算。 设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计,由式(109a)计算查取各数值: 试选Kt=1。6。 T1=9550P1/n=95502.112/470=42914 Nmm 由表107选取齿宽系数d=1. 由表10
7、-6查得材料的弹性影响系数Z。 由图1021d查小齿轮接触疲劳强度极限HLim1=530MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2=500MPa. 由式1013计算应力循环次数: N1=60njLh=604701(85300)=8 N2= N1/u= 由图1019取疲劳寿命系数 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(1012)得3.1。3计算把以上系数代入公式,试计算小齿轮分度圆直径,代入较小值: =46。42mm计算圆周速度v=计算齿宽与齿高b=dd1t=146。42mm3。1.4计算齿宽与齿高之比b/h模数,齿高 计算纵向重合度:3.1。5计算载荷系数。3。1。5
8、.1根据v=1。14m/s,7级精度,由图10-8查动载荷系数Kv=1。05,3。1。5。2由表10-2查得使用系数3。1。5。3由表10-4,用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,3.1。5.4由b/h=11。46,由图1013查得,查图10-3得 故载荷系数 3.1。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=(修正)3。1.7计算模数3.2按齿根弯曲强度设计3.2。1由式(1015)得弯曲强度的设计公式 3。2.2确定公式内的各数值: 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限大齿轮的弯曲强度极限。 由图1018取弯曲疲劳寿命系数。 计算弯曲疲劳许用应力
9、取弯曲疲劳安全系数S=1。4,由式(10-12)得计算载荷系数K 由表10-5查取齿形系数由表105查得应力校正系数计算大小齿轮的并加以比较:大齿轮的值大。3。2。3设计计算=1。47mm,就正圆整为2,算出小齿轮齿数取,大齿轮,取3.2。4几何尺寸计算3.2。4。1计算中心距,将中心距圆整为105mm3.2.4。2将圆整后的中心距修正螺旋角 , 值改变不多,故参数等不必修正。3.3.4.3 计算大小齿轮的分度圆直径 所以低速级齿轮采用大齿轮分度圆直径158。534mm,齿数为77; 小圆分度圆直径为51。472mm, 齿数为25,中心距为105mm。 3.3低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮)
10、3.3。1设计计算。 设计准则,按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计,由式(109a)3.3。2计算查取各数值: 试选Kt=1。6。 T2=9550P1/n=95501。987/151.6=125170 Nmm 由表107选取齿宽系数d=1. 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z。 由图1021d查小齿轮接触疲劳强度极限HLim1=530MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2=500MPa。 由式10-13计算应力循环次数: N1=60njLh=60151。61(85300)=8 N2= N1/u=7 由图10-19取疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应
11、力: 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)得3.3。3计算3.1。3.1把以上系数代入公式,试计算小齿轮分度圆直径,代入较小值: =64.26mm3.1.3。2计算圆周速度v=3。1。3。3计算齿宽与齿高b=dd1t=164。26mm3。3。4计算齿宽与齿高之比b/h 模数,齿高 计算纵向重合度:3.3.5计算载荷系数。3。1.5.1根据v=0。50m/s,7级精度,由图10-8查动载荷系数Kv=1。05,3.1.5。2由表102查得使用系数3.1。5.3由表104,用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,3.1。5.4由b/h=11.46,由图1013查得,查图10-
12、3得 故载荷系数 3.3.6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=(修正) 3.3.7计算模数 按弯曲疲劳强度计算: 由式(10-15)得弯曲强度的设计公式 确定公式内的各数值: 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 大齿轮的弯曲强度极限3。2按齿根弯曲强度3。2.2.2由图1018取弯曲疲劳寿命系数。 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1。4,由式(1012)得3。2.2.4计算载荷系数K 3.2.2.5由表105查取齿形系数3.2。2。6由表105查得应力校正系数3。2.2.7计算大小齿轮的并加以比较: 大齿轮的值大.3.2。3设计计算=1。35mm
13、,就正圆整为2,算出小齿轮齿数取35,大齿轮,取105几何尺寸计算计算中心距,将中心距圆整为145mm将圆整后的中心距修正螺旋角 ,值改变不多,故参数等不必修正。 计算大小齿轮的分度圆直径mm mm 所以低速级齿轮采用大齿轮分度圆直径为217。504mm,齿数为105; 小圆分度圆直径为72。501mm,齿数为35,中心距为145mm。 第四章 轴的设计4。1选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理。4.2初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表15-3,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用。取c=112则:D1min=取D1min=20mm
14、D2min=取D2min=30mmD3min=取D3min=40mm4.3初选轴承1轴选轴承为72062轴选轴承为72063轴选轴承为7210根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=30mmD2=30mmD3=50mm4.4各轴的设计4.4.1高速轴1的结构设计(结构详见图)。为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示。1 2 3 4 5 6 7 84。4。2各轴段直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段13为最小端,故该段直径为20mm.为了设计的需要,考虑轴的轴向定位,设计2-3段的直径为25mm。34段安装轴承,故该段直径为30mm,45段
15、调节齿轮的位置,故该段直径为35mm。5-6段为齿轮,故为53.47mm.67段齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的高度为5mm,7-8段装轴承,为30mm。4.4。3 各轴段长度的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定各段长度。该轴轴段1-2为最小端,故该段长度为50mm。为了设计的需要,考虑轴的轴向定位,设计23段的长度为50mm。3-4段安装轴承,故该段长度为32mm,45段调节齿轮的位置,故该段长度为90mm.56段为齿轮的宽度,故为55mm。67段齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的宽度为8mm,7-8段装轴承,长度为32mm。于是,可得轴的支点上受力点间的跨距L1=83m
16、m,L2=141.5mm,L3=59。5mm。4。4.4 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,齿轮与大带轮均采用A型普通平键联接,二轴齿轮与轴平键为108 GB10961979及三轴键16*10 GB10961979.轴与带轮连接键为66,轴与输出端连接键为12*8。4。4.5轴上倒角与圆角轴肩圆角半径均为2mm.根据标准GB6403。41986,轴的左右端倒角均为1*45.4.4。6 轴1的受力分析4。4。6。1画轴的受力简图。4.4。6.2计算支座反力。Ft=2T1/d1=1667。5NFr= =NFa=Fttan=408N在
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