圆锥圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx
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1、目录设计任务书.2传动方案的拟订及说明.3电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数.6传动件的设计计算15滚动轴承的选择及计算34键联接的选择及校核计算.38联轴器的选择.41润滑与密封.42箱体大体尺寸计算.42参考资料目录.44设计任务书设计题目 设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器,已知带式运输机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F=12000N,带速v=16cm/s,卷筒直径D=240mm,输送机常温下经常满载,空载起动,工作有轻震,不反转。工作寿命10年(设每年工作300天),两班制。传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定,后置外传动为开式圆柱齿轮传动,减速器为二级圆锥圆柱减速器
2、。电动机的选择1选择电动机类型 按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2确定传动装置的效率 查机械设计课程设计表2-3得: 联轴器的效率:1=0.99 一对滚动轴承的效率:2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率:3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率:4=0.97 开式圆柱齿轮传动效率:5=0.95 工作机效率:w=0.97 故传动装置的总效率a=1224345w=0.783选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=120000.266661000=3.2kW4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=3.20.7=4.09kW 工
3、作转速:nw=601000VD=6010000.266663.14240=21.23r/min 由机械设计课程设计表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据,并记录备用。5确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:ia=nmnw=144021.23=67.829(2)分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比:ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器,所以 则低速级的传动比为i2=4.52 减速器总传动比ib=i1i2=13.56计算传动装置运动学和动力学参数1电动机输出参数功率:P0=Pd=4.09kW转速:n0
4、=nm=1440r/min扭矩:T0=9.55106P0n0=9.551064.091440=27124.65Nmm2各轴功率p01=4.090.99=4.05kWP2=P123=4.050.980.97=3.85kWP3=P223=3.850.980.97=3.66kWPw=P3w122=3.660.970.990.980.98 =3.2kW3各轴转速n1=n0=1440r/minn2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/minnw=n3icid=106.1955=21.23r/min4各轴扭矩T1=9.55106P1n1=9.551064.
5、051440=26859.38NmmT2=9.55106P2n2=9.551063.85480=76598.96NmmT3=9.55106P3n3=9.551063.66106.19=329155.29NmmTw=9.55106Pwnw=9.551063.221.23=1439472.44Nmm减速器高速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数(1)由选择小齿轮45(调质),硬度为240HBS,大齿轮45(正火(常化),硬度为190HBS(2)选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=Z1i=243=73。实际传动比i=3.042(3)压力角=20。2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进
6、行试算,即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 (1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数KHT=1.3 2)查教材图标选取区域系数ZH=2.5T=9550000Pn=95500004.051440=26859.38Nmm 4)选齿宽系数R=0.3由机械设计(第九版)图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:Hlim1=600Mpa,Hlim2=550Mpa 6)由机械设计(第九版)表10-5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7)计算应力循环次数NL1=60njLh=601440116300101=4.147109NL2=NL1u=4.1
7、471093=1.382109 8)由机械设计(第九版)图10-23查取接触疲劳系数: KHN1=0.802,KHN2=0.862 9)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,得H1=KHN1Hlim1S=0.8026001=481MPaH2=KHN2Hlim2S=0.8625501=474MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=474MPa (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t,带入H中较小的值d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.326859.380.31-0.50.3232.5189.84742=48.25mm 2)计算
8、圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=48.251-0.50.3=41.01mmvm=dm1n601000=41.011440601000=3.09 3)计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.348.2532+12=45.774mmd=bdm1=45.77441.01=1.12 4)计算载荷系数 查由机械设计(第九版)表10-2得使用系数KA=1.25 查机械设计(第九版)图10-8得动载系数KV=1.113 查机械设计(第九版)表10-3表得齿间载荷分配系数:KH=1 查机械设计(第九版)表10-4表得齿向载荷分布系数:KH=1.42 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.25
9、1.11311.42=1.976 5)按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=48.2531.9761.3=55.477mm 6)计算模数m=d1z1=55.47724=2.31mm,取m=2.5mm。3确定传动尺寸(1)实际传动比u=z2z1=7324=3.042mm(2)大端分度圆直径d1=z1m=242.5=60mmd2=z2m=732.5=182.5mm(3)齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=601-0.50.3=51mmdm2=d21-0.5R=182.51-0.50.3=155.125mm(4)锥顶距为R=d12u2+1=6023.0422+1=96.06
10、mm(5)齿宽为b=RR=0.396.06=28.818mm 取b=29mm4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaF1) K、b、m和R同前2)圆周力为F=2T1d11-0.5R=226859.38601-0.50.3=1011N齿形系数YFa和应力修正系数YSa,当量齿数为:小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=24cos18.1992=25.3大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=73cos71.8008=230.3查机械设计(第九版)图10-17,10-18表得:YFa1=2.57,YFa2=2.105YSa1=1.595,YSa2=1
11、.882由机械设计(第九版)图20-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由查机械设计(第九版)图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数:KFN1=0.714,KFN2=0.775取弯曲疲劳安全系数S=1.7,得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7145001.7=210MPaF2=KFN2Flim2S=0.7753801.7=173MPaF1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=116.223MPaF1=210MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=112.323MPaF2=173MPa故弯曲强度足够。
12、5计算锥齿轮传动其它几何参数 并备录. 减速器低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数(1)由选择小齿轮45(调质),硬度为240HBS,大齿轮45(正火(常化),硬度为190HBS(2)选小齿轮齿数Z1=23,则大齿轮齿数Z2=Z1i=234.52=104。实际传动比i=4.522(3)压力角=20。2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH21)确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000Pn=95500003.85480=76598.96Nmm选取齿宽系数d=1由机械设计(第九版)图10-30选取区域系数Z
13、H=2.46查机械设计(第九版)表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=arccosz1cosz1+2han*=arccos23cos2023+21=30.172a2=arccosz2cosz2+2han*=arccos104cos20104+21=22.785=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=23tan30.172-tan20+104tan22.785-tan202=1.724Z=4-3=4-1.7243=0.871计算接触疲劳许用应力H由机械设计(第九版)图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:Hlim1=
14、600Mpa,Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=6048011630010=1.382109NL2=NL1u=1.3821094.52=3.058108由机械设计(第九版)图10-23查取接触疲劳系数:KHN1=0.862,KHN2=0.95取失效概率为1%,安全系数S=1,得H1=KHN1Hlim1S=0.8626001=517MPaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=522MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=517MPa2)试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.376598.9614.52+
15、14.522.46189.80.8715172=53.191mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=d1tn601000=53.191480601000=1.336齿宽bb=dd1t=153.191=53.191mm2)计算实际载荷系数KH查机械设计(第九版)表10-2表得使用系数KA=1.25查机械设计(第九版)图10-8得动载系数Kv=1.077齿轮的圆周力。Ft=2Td1=276598.9653.191=2880.147NKAFtb=1.252880.14753.191=68Nmm100Nmm查机械设计(第九版)图10-8得齿间载荷分配系数:KH=1.
16、4查机械设计(第九版)表10-4得齿向载荷分布系数:KH=1.442 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=1.251.0771.41.442=2.7183)按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=53.19132.7181.3=68.015mm4)确定模数m=d1z1=68.01523=2.957mm,取m=3mm。3确定传动尺寸(1)计算中心距a=z1+z2m2=190.5mm,圆整为190mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=233=69mmd2=z2m=1043=312mm (3)计算齿宽b=dd1=69mm 取B1=75mm B2=70mm4校核齿根弯
17、曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF1) K、T、m和d1同前齿宽b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa:查机械设计(第九版)表10-17表得:YFa1=2.69,YFa2=2.156YSa1=1.575,YSa2=1.814得重合度系数Y=0.685查机械设计(第九版)图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由机械设计(第九版)图10-22查取弯曲疲劳系数:KFN1=0.775,KFN2=0.877取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7755001
18、.4=276.786MPaF2=KFN2Flim2S=0.8773801.4=238.043MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=58.021MPaF1=276.786MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=53.56MPaF2=238.043MPa故弯曲强度足够。5计算齿轮传动其它几何尺寸 (1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm (2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=75mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=318m
19、m (3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=61.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=304.5mm 注:han*=1.0,cn*=0.25开式圆柱齿轮传动设计计算,有传动比与扭矩可以根据上面的计算计算出开式齿轮的参数(这里就不详细计算)轴的设计1高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=1440r/min;功率P=4.05kW;轴所传递的转矩T=26859.38Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45,调质处理,硬度为217255HBS,许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直
20、径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故根据机械设计(第九版)表15-3取A0=112。dA03Pn=11234.051440=15.81mm由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%dmin=1+0.0515.81=16.6mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30(4)轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装联轴器,选用普通平键,A型,bh=87mm(GB/T 1096-2003),长L=63mm;定位轴肩直径为35mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。b.初步确定轴的
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