展开式二级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书.doc
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1、 目 录1.设计背景2.设计方案3.方案实施3.1传动装置总体设计方案3.2电动机的选择3.3确定传动装置的总传动比和分配传动比3.4计算传动装置的运动和动力参数3.5齿轮的设计3.6传动轴承和传动轴的设计3.7滚动轴承的校核计算3.8键的设计和计算3.9箱体结构的设计3.10润滑密封设计3.11联轴器设计4.收获与致谢 5.参考文献 1设计背景为了进一步提升学生机械设计的能力,巩固所学专业知识,培养学生设计思想,适应未来工作需要,特此进行了这次课程设计。 2 设计方案方案:二级减速器 3方案实施 1.传动装置总体设计方案:组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点:齿轮相对于轴承不对称分
2、布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱直齿轮减速器(展开式)。传动装置的总效率=0.886, =为联轴器的效率, 为齿轮传动的效率,为轴承的效率2.电动机的选择电动机所需工作功率为: PP/ 3.05/0.886Kw=3.44 Kw经查表按推荐的传动比合理范围,二级圆柱斜齿轮减速器传动比840,电动机转速的可选范围为nn(840)806403200r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比,选定型号为Y160M18的三相异步电动机,额定功率为4Kw,满载转速720 r
3、/min,同步转速1000r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N传动装置的传动比同步转速满载转速1Y160M18410007204709 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速n和输入工作机的转速n,可得传动装置总传动比为n/n720/80=9(2) 分配传动装置传动比式中,分别为高速级和低速级的传动比。=3.55, =2.544.计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速 720 r/min720/3.55202.8r/min80 r/min(2)各轴输入功率3.440.993.41kW23.410.980.983.27kW23
4、.270.980.983.14kW各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.44/720=45.6 Nm所以: =45.610.99=45.2Nm=45.23.550.980.98=154Nm=1662.540.980.98=376Nm5.齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故高速级大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮,低速度级先用软齿面渐开线直齿轮.(1) 齿轮材料及热处理 材料:高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20高速级大齿轮选用钢调质,齿面硬度为大齿轮 240HB
5、S Z=Z=3.5520=71 齿轮精度按GB/T100951998,选择7级,齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选载荷系数=1.3查课本表10-6,查的材料的弹性影响系数 ,由表10-7选取齿宽系数 =1,由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮的为 =550MPa 由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =607201(283655)=1.2610hN=N/ =h 查课本10-19图得:K=0.90 K=0.95齿轮的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得:=0.90600=
6、540=0.95550=522.5 3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=49.563mm计算圆周速度计算齿宽b、模数和模数,齿高h=2.25=2.252.478mm=5.58mm=计算载荷系数K使用系数=1根据v=1.87m/s,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.1,直齿轮,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,K=1.42由=8.88 ,K=1.42查图10-13得故KK K K K =11.111.42=1.562按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮
7、的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳系数 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得 计算载荷系数K 形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.8 应力校正系数Y1.55 Y1.752计算大、小齿轮的 并加以比较 设计计算 计算模数对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m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m=2mm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d=52.691的齿数.于是由:z= 取z=26那么z=3.5526=92.3,取 z
8、=92 几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度圆整后取=60mm ,=52mm(二) 低速级齿轮传动的设计计算(1) 齿轮材料及热处理 材料:低速级小齿轮用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=20高速级大齿轮选用钢调质,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=2.5420=50.8,取Z=51 齿轮精度按GB/T100951998,选择7级,齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选载荷系数=1.3查课本表10-6,查的材料的弹性影响系数 ,由表10-7选取齿宽系数 =1,由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳
9、强度极限=600MPa,大齿轮的为 =550MPa 由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60202.81(283655)=3.553 hN=N/ =1.399h查课本10-19图得:K=0.92 K=0.94齿轮的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得:=0.92600=552MPa=0.94550=517MPa3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b、模数和模数,齿高h=2.25=2.253.862=8.69mm=计算载荷系数K使用系数=1根据v=0.82m/s,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数K=1.05, 直齿轮,由表10
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, K=1.42由=8.89,K=1.42查图10-13得故KK K K K =11.0511.42=1.491按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳系数 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得 计算载荷系数K 形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.8 应力校正系数Y1.55 Y1.703计算大、小齿轮的 并加以比较 设
11、计计算 计算模数对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m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m=3mm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d=77.234的齿数.于是由: z= 取z=27那么z=2.5427=68.58取z=68 几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度圆整后取=90mm,=81mm6.传动轴承和传动轴的设计.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时, 无法由强度确定轴径,要用初步估算的方法,即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为:1,3轴为外伸轴,初算
12、轴径作为最小直径,应取较小的A值;2轴为非外伸轴,初算轴径作为最大直径,应取较大的A值;查表15-3,取A1=A3=110,A2=120。 考虑到1轴要与电动机联接,初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配,所以初定d1=30mm取d2 =40mm , d3 =40mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取选取LH3型弹性柱销联轴器,其公称直径为630,轴孔直径,故取mm,长度L=112mm的弹性柱销联轴器,与轴配合的毂孔长度为. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制
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