二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計.docx
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1、機械設計 課程設計說明書 設計題目:二級直齒圓柱齒輪減速器 設計者:第四維 指導教師:劉博士 2011年12月23日 目錄 一、設計題目 ………………………………………………3 二、傳動裝置總體設計 ……………………………………3 三、選擇電動機 ……………………………………………3 四、確定傳動裝置傳動比分配……………………………5 五、計算傳動裝置運動和動力參數(shù)………………………5 六、齒輪的設計……………………………………………6 七、減速機機體結構設計…………………………………13
2、 八、軸的設計………………………………………………14 九、聯(lián)軸器的選擇…………………………………………23 十、減速器各部位附屬零件設計 ………………………23 十一、潤滑方式的確定……………………………………24 一.設計題目 設計一用于卷揚機傳動裝置中的兩級圓柱齒輪減速器。輕微震動,單向運轉,在室內常溫下長期連續(xù)工作。卷筒直徑D=220mm,運輸帶的有效拉力F=1500N,運輸帶速度,電源380V,三相交流. 二.傳動裝置總體設計 1. 組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷
3、分布不均勻,要求軸有較大的剛度。 3. 確定傳動方案:考慮到電機轉速高,傳動功率大,將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下: 三.選擇電動機 1.選擇電動機類型: 按工作要求和條件,選用三相籠型異步電動機,封閉型結果,電壓380V,Y型。 2.選擇電動機的容量 電動機所需的功率為: 所以 由電動機到運輸帶的傳動總功率為 —聯(lián)軸器效率:0.99 —滾動軸承的傳動效率:0.98 —圓柱齒輪的傳動效率:0.97 —卷筒的傳動效率:0.96
4、則: 所以 3.確定電動機轉速 卷筒的工作轉速為 二級圓柱齒輪減速器傳動比 所以電動機轉速可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有750、1000和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速,由書本表14.1或有關手冊選定電動機型號為Y100L-4。其主要性能如下表: 電動機型號 額定功率 KW 同步轉速 r/min 額定轉速 r/min Y100L1-4 2.2 1500 1420 2.2 2.2 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比,可見第二方案比較適合。因
5、此選定電動機型號為Y100L1-4,其主要參數(shù)如下; 四.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 總傳動比: 分配傳動比:,取,經(jīng)計算注: 為高速級傳動比,為低速級傳動比。 五.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸; ,,,—依次為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的的傳動效率。 1.各軸轉速: == 2.各軸輸入功率: 3.各軸輸入轉矩: 1-3軸的輸出功率、輸出轉矩分
6、別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.99。 運動和動力參數(shù)結果如下表: 功率P/KW 轉矩T/(N?mm) 轉速n/(r/min) 傳動比 i 效率 電動機軸 2.02 1420 1軸 2.00 1420 1 0.99 2軸 1.90 312.1 4.55 0.95 3軸 1.81 96 3.25 0.95 卷筒軸 1.76 96 1 0.97 六.齒輪的設計 Ⅰ.高速級大小齒輪的設計 1材料選擇,由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼硬
7、度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS 2 選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),取 3按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算,即 (1)確定公式內內的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪的傳遞轉矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查的材料的彈性系數(shù) 5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限。 6)由式計算應力循環(huán)次數(shù)。 7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù),. 8)計算疲勞許用應力。 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式得 (2)計算 1)試算小齒輪的分度圓直徑,代入中較小
8、的值。 2)計算圓周速度v. 3)計算齒寬b。 4)計算齒寬與齒高之比。 模數(shù) 齒高 5)計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=2.44m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù),直齒輪,, 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用插值法查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時, 由查圖10-13得,故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式得 7)計算模數(shù)。
9、4. 按齒根彎曲強度設計 由式得彎曲強度的設計公式為 (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1)由式查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 3)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得 4)計算載荷系數(shù)K。 5)查取齒形系數(shù)。 由表10-5查得 , 6)查取應力校正系數(shù)。 由表10-5查得 , 7)計算大小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設計計算 對此計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所
10、決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.03并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) ,取 5.幾何尺寸計算 (1)計算分度圓直徑 (2) 計算中心距 (3) 計算齒輪寬度 取, Ⅱ.低速級大小齒輪的設計: 1. 材料選擇.由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼硬度為240HBS,二者材料硬度差40HBS。 2. 選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù) 3.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算,即
11、 (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) 2)計算小齒輪的傳功轉矩 3)由表10-7選取齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限 6)由式計算應力循環(huán)次數(shù) 7)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù), 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式得 (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值 2)計算圓周速度v 3)計算齒寬b 4)計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高
12、 5)計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=0.87m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù) 直齒輪, 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用差值法查得7級精度,小齒輪相對支承非對稱布置時 由,查圖10-13得,故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,有式得 7)計算模數(shù)m 4. 按齒根彎曲強度設計 由式得彎曲強度的設計公式為 (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲強度極限 2)由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲
13、勞安全系數(shù)S=1.4,由式得 4)計算載荷系數(shù)K 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 , 6)查取應力校正系數(shù)。 由表10-5查得 , 7)計算大小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 (2)設計計算 對此計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度做決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.65并就近圓整為標準值m=2,按接觸強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設計
14、出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到了結構緊湊。避免浪費 5. 幾何尺寸計算 (1)幾何分度圓直徑 (2)計算中心距 (3)計算齒輪寬度 取, 七.減速器機體結構尺寸如下 名稱 符號 計算公式 結果 機座厚度 δ 10 機蓋厚度 10 機蓋凸緣厚度 15 機座凸緣厚度 15 機座底凸緣厚度 25 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 M12 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 =(0.5 0.6) M10 軸承
15、端蓋螺釘直徑 =(0.40.5) 8 視孔蓋螺釘直徑 =(0.30.4) 5 定位銷直徑 =(0.70.8) 8 ,,至外箱壁的距離 查手冊表11—2 34 22 18 ,至凸緣邊緣距離 查手冊表11—2 28 16 外箱壁至軸承端面距離 =++(510) 50 大齒輪頂圓與內箱壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內箱壁距離 > 16 箱蓋,箱座肋厚 7 7 軸承端蓋外徑 軸承孔直徑+(5—5.5) 72(I 軸) 77(II 軸) 97(III軸) 軸承旁聯(lián)結螺栓距離
16、72(I 軸) 77(II 軸) 97(III軸) 八.軸的設計 Ⅰ 軸的設計 軸是減速器的主要零件之一,軸的結構決定軸上零件的位置和有關尺寸。 1中間軸 圖4-1 軸的材料選用45鋼,調質處理。按文獻【一】表15-3,取A0=110mm。 于是,取。 輸出軸最小直徑顯然是安裝軸承處直徑,由文獻【二】表12.1,根據(jù)軸最小直 徑是30mm,軸承可選圓柱滾子軸承N205E型,其基本尺寸為dDB=255215mm,故此處軸的直徑為25mm,即Ⅰ段上的直徑d1=25mm。此段長度l1=15mm。 Ⅱ段軸直徑取, Ⅲ段處軸肩的高度h=(0.07~0.1)
17、d1=2.1~3mm。因為該軸肩不承受軸向力,故取h=2mm,此處有鍵,直徑增大5%,則此處軸的直徑d3=35mm。又因為此處與齒輪配合,故其長度應略小于齒寬,取l3=32mm。 Ⅳ段,齒輪的定位軸肩高度h=(0.07~0.1)d2=2.5~3.4mm,因為它不承受軸向力,故取h=3mm,即d4=47mm。取l4=20mm。 Ⅴ段與齒輪配合,其直徑與Ⅱ處相等,即d5= =35 mm。該段長度應略小于齒輪的寬度,取l5=58 mm。 Ⅵ段軸直徑與Ⅱ段相等,即d6= =30 mm。l6=27mm。 Ⅶ段軸直徑與Ⅰ段相等,即,。 中間軸的總長 2 輸入軸 圖 4-2 軸的材料選
18、用45鋼,調質處理。按文獻【一】表15-3,取A0=110mm。 于是,因為Ⅰ處有單鍵槽軸應增大 5%,則取,即d1=14mm。l1=32mm。 Ⅱ段處軸肩的高度h=(0.07~0.1)d1=1.26~1.8mm。而且該段安裝軸承,軸需與軸承配合,由文獻【二】表12.1,故軸承可選圓柱滾子軸承N204E,其基本尺寸為,故軸的直徑,。 Ⅲ段與齒輪配合,其長度應略小于齒寬B,軸肩的高度,取,故, Ⅳ段定位軸肩高度,取,故,。 Ⅴ段軸直徑,。 Ⅵ段軸直徑, 輸入軸的總長 3 輸出軸 圖 4-3 軸的材料選用45鋼,調質處理。按文獻【一】表15-3,取A0=110mm。
19、 于是,有單鍵槽軸應增大5%,故 取,即。。 Ⅱ段安裝軸承,軸需與軸承配合。由文獻【二】表12.1,故軸承可選圓柱滾子軸承N207E型,其基本尺寸為。故軸的直徑,。 Ⅲ段,故軸的直徑。軸長。 Ⅳ段軸肩的高度h=(0.07~0.1)d3=3.85~5.5mm,取h=4mm,故d4=55mm。l4=10mm。 Ⅴ段與齒輪配合,其長度略小于齒寬B,,。 Ⅵ段軸直徑,。 輸出軸的總長 Ⅱ 軸的校核 1 輸入軸的校核 (1).計算齒輪受力 圓周力: 徑向力: (2).計算支反力 ∑F=0,
20、Ft1+Ft2-Ft=0 ∑MD=0,F(xiàn)tL3-Ft1(L2+L3)=0 解得:Ft1=549.35N, Ft2=216.35N ∑F=0,Fr1+ Fr2 =Fr ∑MD=0,F(xiàn)rL3-Fr1(L2+L3)=0 解得:Fr1=200N, Fr2=78.7N C處水平彎矩MH= Ft1L2=549.3551= Nmm 垂直彎矩MV= Fr1L2=20051= Nmm 合成彎矩M=MH2+MV2= Nmm 彎矩合成強度校核 α=0.6,查文獻【一】表15-1知,=60MPa 所以,安全。 (3).精確校核軸的疲勞強度 1)危險截
21、面為齒輪截面 2)齒輪截面左側截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩為 截面彎曲應力為 扭轉切應力為 由文獻【一】表15-1,B=640MPa,-1=275 MPa, -1=155 MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及,按文獻【一】附表3-2查取 =2.01,=1.38 又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數(shù), =0.74,=0.77 故有效應力集中系數(shù)為 -1=1.75 -1=1.29 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工,由
22、附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理,即。 綜合影響系數(shù)為:-1=2.08 -1=1.52 鋼特性系數(shù)為 ,取 ,取 計算安全系數(shù)的值,則 ,故可知其安全。 3)齒輪截面右側截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面彎曲應力為 扭轉切應力為 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及,按文獻【一】附表3-2查取 =2.0,=1.31 又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數(shù), =0.74,=0.77 故有效應力集中系數(shù)為 -1=1.74
23、 -1=1.24 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工,由附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理,即。 綜合影響系數(shù)為:-1=2.2 -1=1.5 鋼特性系數(shù)為 ,取 ,取 計算安全系數(shù)的值,則 ,故可知其安全。 因無瞬時過載以及嚴重的應力循環(huán)對稱性,故可略去靜強度校核。 所以,該軸是合格的。 2 輸出軸的校核 (1). 計算齒輪受力 圓周力: 徑向力: (2).計算支反力 ∑F=0, Ft1+Ft
24、2-Ft=0 ∑MD=0,F(xiàn)tL3-Ft1(L2+L3)=0 解得:Ft1=679N, Ft2=1299N ∑F=0,Fr1+ Fr2 =Fr ∑MD=0,F(xiàn)rL3-Fr1(L2+L3)=0 解得:Fr1=247.2N, Fr2=472.8N C處水平彎矩MH= Ft1L2=679120.5= Nmm 垂直彎矩MV= Fr1L2=247.2120.5=2.98104 Nmm 合成彎矩M=MH2+MV2= Nmm 彎矩合成強度校核 α=0.6,查文獻【一】表15-1知,=60MPa 所以,安全。 (3).精確校核
25、軸的疲勞強度 1)危險截面為齒輪截面 2)齒輪截面左側截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩為 截面彎曲應力為 扭轉切應力為 由文獻【一】表15-1,B=640MPa,-1=275 MPa, -1=155 MPa 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及,按文獻【一】附表3-2查取 =1.91,=1.28 又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數(shù), =0.78,=0.81 故有效應力集中系數(shù)為 -1=1.71 -1=1.23 由附圖3-2的
26、尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工,由附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理,即。 綜合影響系數(shù)為:-1=2.50 -1=1.57 鋼特性系數(shù)為 ,取 ,取 m=0,m=7.035 MPa; a=4.15 MPa, a=7.035 MPa 計算安全系數(shù)的值,則 ,故可知其安全。 3)齒輪截面右側截面校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面彎曲應力為 扭轉切應力為 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及,按文獻【一】附表3-2查取 =1.35
27、,=1.11 又由附圖3-1查取軸材料的敏性系數(shù), =0.75,=0.79 故有效應力集中系數(shù)為 -1=1.26 -1=1.09 由附圖3-2的尺寸系數(shù) 由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù) 軸按磨削加工,由附圖3-4查得表面質量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理,即。 綜合影響系數(shù)為:-1=1.97 -1=1.37 鋼特性系數(shù)為 ,取 ,取 m=0,m=8.25 MPa; a=4.87 MPa, a=8.25 MPa 計算安全系數(shù)的值,則 ,故可知其安全。
28、 因無瞬時過載以及嚴重的應力循環(huán)對稱性,故可略去靜強度校核。 所以,該軸是合格的。 九.聯(lián)軸器的選擇 Ⅰ輸入軸聯(lián)軸器選擇 聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1,考慮到轉矩變化很小,故取,則:,按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件,查手冊,選用ML1型彈性聯(lián)軸器,其公稱轉矩為,軸孔直徑14mm,半聯(lián)軸器長度。 Ⅱ輸出軸聯(lián)軸器選擇 ,查手冊,選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩為250000,軸孔直徑35mm,半聯(lián)軸器長度。 十. 減速器的各部位附屬零件的設計 1窺視孔蓋與窺視孔: 在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔, 大小只要夠手伸進
29、操作可。 以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙,了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內. 2放油螺塞 放油孔的位置設在油池最低處,并安排在不與其它部件靠近的一側,以便于放 油,放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加強密封。 3油標 油標用來檢查油面高度,以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近;用帶有螺紋部分的油尺,油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。 4通氣器 減速器運轉時,由于摩擦發(fā)熱,機體內溫度升高,氣壓增大,導致潤滑油從縫隙向外滲漏,所以在機蓋頂部或窺視孔上裝通氣器,使機體內熱空氣自由逸處,保證機體內外壓力均衡,提高機體有縫隙處的
30、密封性,通氣器用帶空螺釘制成. 5啟蓋螺釘 為了便于啟蓋,在機蓋側邊的邊緣上裝一至二個啟蓋螺釘。在啟蓋時,可先擰動此螺釘頂起機蓋;螺釘上的長度要大于凸緣厚度,釘桿端部要做成圓柱形伙半圓形,以免頂壞螺紋;螺釘直徑與凸緣連接螺栓相同。 在軸承端蓋上也可以安裝取蓋螺釘,便于拆卸端蓋.對于需作軸向調整的套環(huán),裝上二個螺釘,便于調整. 6定位銷 為了保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各安置一個圓錐定位銷。兩銷相距盡量遠些,以提高定位精度。如機體是對稱的,銷孔位置不應對稱布置. 7環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤 為了拆卸及搬運,應在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊鉤、吊環(huán),并在機座上鑄出吊鉤。 8調整墊片 用于調整軸承間隙,有的起到調整傳動零件軸向位置的作用. 9密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙,必須安裝密封件,以防止漏油和污物進入機體內. 10 鍵的設計 輸入軸聯(lián)軸器段配合鍵,取平鍵,中間軸配合鍵取平鍵、平鍵,輸出軸配合鍵取平鍵、平鍵。 十一. 潤滑方式的確定 因為傳動裝置屬于輕型的,且傳速較低,所以其速度遠遠小于,所以采用脂潤滑,箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑,裝至規(guī)定高度。 24
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