圆锥圆柱齿轮减速器CAD装配图和零件图docx.docx
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课程设计
第1章选择电动机和计算运动参数4
1.1电动机的选择4
1.2计算传动比:
5
1.3计算各轴的转速:
5
1.4计算各轴的输入功率:
6
1.5各轴的输入转矩6
第2章齿轮设计6
2.1高速锥齿轮传动的设计6
2.2低速级斜齿轮传动的设计14
第3章设计轴的尺寸并校核。
20
3.1轴材料选择和最小直径估算20
3.2轴的结构设计21
3.3轴的校核26
3.3.1高速轴26
3.3.2中间轴28
3.3.3低速轴30
第4章滚动轴承的选择及计算34
4.1.1输入轴滚动轴承计算34
4.1.2中间轴滚动轴承计算36
4.1.3输出轴滚动轴承计算37
第5章键联接的选择及校核计算39
5.1输入轴键计算39
5.2中间轴键计算39
5.3输出轴键计算40
第6章联轴器的选择及校核40
6.1在轴的计算中己选定联轴器型号。
40
6.2联轴器的校核41
第7章润滑与密封41
第8章设计主要尺寸及数据41
第9章设计小结43
第10章参考文献:
43
机械设计课程设计任务书
设计题目:
带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器
设计内容:
(1)设计说明书(一份)
(2)减速器装配图(1张)
(3)减速器零件图(不低于3张
系统简图:
联轴器
减速器
原始数据:
运输带拉力F=2400N,运输带速度7=
滚筒直径D=315mm,使
电动机
用年限5年
工作条件:
连续单向运转,载荷较平稳,两班制。
环境最高温度35°C;允许运输带速度误差为±5%,小批量生产。
设计步骤:
传动方案拟定
由图可知,该设备原动机为电动机,传动装置为减速器,工作机为带型运输设备。
减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动,轴承初步选用圆锥滚子轴承。
联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。
第1章选择电动机和计算运动参数
1-1电动机的选择
FV?
400x15
1.计算带式运输机所需的功率:
=船=「=3.6k\v
w10001000
2.各机械传动效率的参数选择:
〃严0.99(弹性联轴器),〃产0.98(圆锥滚子轴承),7厶=0.96(圆锥齿轮传动),久=0.97(圆柱齿轮传动),〃5=0.96
(卷筒).
所以总传动效率:
=〃「可;〃3〃5
=0.992x0.984x0.96x0.97x0.96
p36
3.计算电动机的输出功率:
4=±l=4-kwa4・4547kw
d仏0.808
4.确定电动机转速:
查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围
iv=8-25(华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄
平主编),工作机卷筒的转速
60xl000v“・
60x1000x1.5
3.14x315
=90.95r/min,所以电动机转速范围为
叫=门%=(8〜25)x90.95=(727.6~2273.75)i/iiin。
则电动机同步转速选择可选为750i7min,lOOOr/nuii,1500i7mnio考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系
(ij=0.25is且h<3),故首先选择lOOOi/'mm,电动机选择如表所示
表1
型号
额定功率
/kw
满载转速
l/nuii
轴径
D/iiuii
伸出长
E/mm
启动转矩
最大转矩
额定转矩
额定转矩
Y132M2-6
5.5
960
42
110
2.0
2.0
1-2计算传动比:
n960
2.总传动比:
七=證=丽^。
.555
3.传动比的分配:
iz=iIxiII,I】=0.25iz=0.25x10.555=2.64<3,成立
An
H_10.555_4iT2.64
1-3计算各轴的转速:
[轴iij=nm=960i7nni
II轴nn=—=逆^-=363.6i7muiii2.64
Ill轴Dm=且=空=90.9i/min咕°
1-4计算各轴的输入功率:
I轴P、=Pg=4.4547x0.99=4.41kw
II轴片1=片〃〃=4.41x0.98x0.96=4.149kw
III轴Pm=2〃4=4.149X0.98X0.97=3.944kw
卷筒轴P卷=P迅Rh=3.944x0.98x0.99=3.826kw
1-5各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩八=9.55xl06-^=9.55xIO6x4-4M?
=4.4315x10“W•nmnm960
故1轴T[=匚久=4.4315x0.99xl04=4.387x104TV•mm
|[轴7^=Tmk=4.387x0.98x0.96x2.644x104=1.09x105N•nm
III轴TU1=Tn/]27]4in=1.09x0.98x0.97x4x105=4.1436x105•nm
卷筒轴T卷==4.1436x0.98x0.99xl05=4.0196xlO5AT>nm
第2章齿轮设计
2.1高速锥齿轮传动的设计
(二)选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动
2.输送机为一般工作机械,速度不高,故选用8级精度。
3.材料选择由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10-1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下:
表2
齿轮型
材料牌
热处理方
强度极限
屈服极限
硬度(HBS)
平均硬度
号
法
/MPa
(TsfMPa
齿芯部
齿面部
(HBS)
小齿轮
45
调质处理
650
360
217〜255
240
大齿轮
45
正火处理
580
290
162〜217
200
二者硬度差约为40HBSo
4.选择小齿轮齿数z】=19,则:
z2=iIz1=2.64x19=50.1,取z2=50□实际齿
5.确定当量齿数u=cot^=tanJ2=2.63/.=20.822°,爲=69.178°
z19750
・・・zvl=—^=—^—=20.30,zv.=—=—^—=140.70。
ucos迓0.9347Jcos©0.3554
(三)按齿面接触疲劳强度设计
心92何(陆
1.确定公式内的数值
1)试选载荷系数乞=1.3
2)教材表10—6查得材料弹性系数Z£.=189.8MPaz(大小齿轮均采用锻钢)
3)小齿轮传递转矩=4.387x104•nun
4)锥齿轮传动齿宽系数0.255①尺=仝<0.35,取①尺=0.3。
R
5)教材10-21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
^1=570^^3;10-21C图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限61心=390MPa。
6)按式(10—13)计算应力循环次数
=60nJLh=60x960x1x(2x8x365x5)=1.682x10%
U
=1682X109=6.4x10
2.63
7)查教材10-19图接触疲劳寿命系数KHNl=0.91,KHN2=0.96o
8)计算接触疲劳许用应力b〃]取失效概率为1%,安全系数为S=l,贝|JE1=K曲0心=0.91X570=51&7MPa
[aH]2=«刖2皿=Q96%390=374.4MPa
取0^]=374.4MPa
2.计算
1)计算小齿轮分度圆直径山(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计)
=2.92斜对.
(374.4丿
1.3x4.387x10
X
0.3x(1-0.5x0.3)2x2.63
=86.183nun
2)计算圆周速度
血,”=血(1一0.50』=73.256nun
60x1000
=3.14x73.256x960=3.6沁
60000
3)计算齿宽b及模数m
b=O)片%①r^u'+i=85.130x0.33xQ64、】=39654nmi
叫=:
:
=
=85,130-3.4052mm
25
4)齿高h=2.25111^=2.25x3.4052=7.6617nm
b_39.654
h_7.6617
=5.1756
5)计算载荷系数K由教材10-2表查得:
使用系数使用系数K.q=1;根据
v=3.68m/s、8级精度按第一级精度,由10-8图查得:
动载系数心=1.22;
由10—3表查得:
齿间载荷分配系数Ka=KHa=KFa=l;取轴承系数
=1.25,齿向载荷分布系数K^KHp=KHa=KHfJxx1.5=1.875
所以:
K=KaKvKhrKh0=1X1・22X1X1・875=2.2875
6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径
山=dlt
=86.183x:
^=104.046nun
1.3
7)就算模数:
d,=104^6=5476mm
计算大小齿轮的
并加以比较,
rFaiy5al_2.788x1.553
KT"243
=0.01783
Kf=21201'1422=001946
大齿
mn=
nz119
(四)按齿根弯曲疲劳强度设计
叮4K7;纬乙
一仏(1—0.5①Jz^+l0」
1.确定计算参数
1)
计算载荷K=KaKvKFa=1x1.22x1x1.875=2.2875
2)查取齿数系数及应了校正系数由教材10-5表得:
yFal=2.788,
匚=1・553;味=2.148,rs„2=1.822。
3)教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限%=400MPa;教材10-20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限
=320MPa。
4)教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数心机=0.85,K加=0.88。
5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4o
「1心70泊0.85x400一“"
0J=竺竺==243MPa
1S1.4
6)
轮的数值大。
2.计算(按大齿轮)
〉34kt\rAay5a
3'{①,1-0.5①JzjJif+10』
34x2.2875x4.387xlO4~~~7
=x0.01946
V0.3x(l-0.5x0.3)2x192x』2・632+1
=3.286nim
对比计算结果,由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数,乂有
齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能
力仅与齿轮直径有关。
所以可取弯曲强度算得的模数2.698nun并就近圆整为标准值
mn=511U11(摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数(摘GB.T12368-1990)),
而按接触强度算得分度圆直径山二104.046mm重新修正齿轮齿数,
d104046
z1=-^=一-一=20.92,取整=21,则z.=i1Z1=2.64x21=55.44,为了使各个相叫5
啮合齿对磨损均匀,传动平稳,z三与©—般应互为质数。
故取整z2=56o
则实际传动比i1=^=—=2.677,与原传动比相差1.2%,且在±5%误差范围内。
Z]21
(5)计算大小齿轮的基本几何尺寸
1.分度圆锥角:
z
1)小齿轮=arccot^-=20.556°
Z1
2)大齿轮①=90'—©=90°—20.556°=69.444°
2.分度圆直径:
1)小齿轮«=mnz1=5x21=105nm
2)大齿轮d.=mnz.=5x56=280nni
3.齿顶高ha=h/mn=lx5mm=5mm
4.齿根高hf=(h「+c*hn=(1+0.2)x5mm=6mm
5.齿顶圆直径:
2)大齿轮
1)小齿轮dal=dl+2hacos<^=105+2x5x0.9363=114.363nm
da2=d2+2hacos52=280+2x5x0.3511=283.51Inin
6.齿根圆直径:
1)小齿轮df]=d】一2hfCosq=105—2x6x0.9363=93.764nm
2)大齿轮df,=d2-2hfcos52=80-2x6x0.3511=275.787nin
7.锥距R=mZ=—Jz/+z^2=—xV212+562=149.52011U11
2sm52^-2
&齿宽b=◎«/?
=0.3x149.520=44.856nm,(取整)b=45mm。
则:
圆整后小齿宽=45nm,大齿宽B2=45nmio
9.当量齿数=二一=」一=22.429,zv,==—^―=159.499
cosQ0.9363"cos爲0.3511
10.分度圆齿厚s=—=3-14x?
=7.85mm
22
11.修正计算结果:
1)由教材10-5表查得:
二严2.708,KSal=1.572;丫辭=2.138
匚=1・837o
2)v=^1111=3-14xlQ5><96Q=5.27nVs,再根据8级精度按教材10-8
60x100060000
图查得:
动载系数心=1.25;由10-3表查得:
齿间载荷分配系数
=KHa=KFa=1;取轴承系数=1.25,齿向载荷分布系数
KP=KHP=Kna=Khzx1.5=1.875
3)
K=K,iK\,K%K砂=lx1.25x1x1.875=2.344
4)
校核分度圆直径
%»2.92:
Ze
10訂丿①,1-0.5①Ju
=2.92x"
189.8V2.344x4.387xlO4
x
0.3x(1-0.5x0.3)2x2.677
374.4丿
=98.780
^1^1^2.708x1.572
KT=243—
=0.017518,
Y^iYs,2_2.138x1.837[aF]2201.14
=0.019526
大齿轮的数值大,按大齿轮校核。
「34KT\
6)mn^oji-o.5oj^z;V^TKT
x0.019526
4x2・344x4.387x1()4
03x(l-0.5x0.3)2x212x丁2・677,+1
=3.08nmi
实际^=10511111,mn=5nnn,均大于计算的要求值,故齿轮的强度足够。
(六)齿轮结构设计小齿轮1由于直径小,釆用实体结构;大齿轮2釆用孔板式结构,结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算,见下表;大齿轮2结构草图如图。
高速级齿轮传动的尺寸见表
大锥齿轮结构草图
表3大锥齿轮结构尺寸
夕1称
结构尺寸及经验公式
计算值
锥角5
8-arctan仝
zi
69.444°
锥距
R
149.520nun
轮缘厚度
e=(3〜4)mn>lOnm
I6111111
大端齿顶圆直径
283.511mm
穀空直径D
由轴设计而定
50111111
轮毂直径0
0=1.6D
80nuii
轮毂宽度L
厶=(1〜1.2)D
取55niin
腹板最大直径q
由结构确定
188nun
板孔分布圆直径
D,
・2
134nun
板孔直径d°
由结构确定
2411U11
腹板厚度C
C=(0.1-0.17)/?
>1011111
1811U11
表4高速级锥齿轮传动尺寸
名称
计算公式
计算值
法面模数
mn
5nun
锥角
&
20.556°
%
69.444°
齿数
Z!
21
z2
56
传动比
•h
2.667
分度圆直径
d2
105nun
280nun
齿顶圆直径
dal=d1+2hjC0S^
114.363mm
d「=cU+2hco^
283.51111U11
齿根圆直径
dfl=d1-2hfCOs5]
93.76411U11
df2=d2-2hfC0S送
275.787mm
锥距
mzm/2z
K——■亠/77
149.520nun
2sm527-
齿宽
b2
45111111
4511U11
2.2低速级斜齿轮传动的设计
(七)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
2.经一级减速后二级速度不高,故用8级精度。
3.齿轮材料及热处理
小齿轮选用45钢调质,平均硬度为240HBS,大齿轮材料为45刚正火,平均硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBSo
4.齿数选择
选小齿轮齿数$=19,根据传动比12=4,则大齿轮齿数°=為,2=19x4=76,取0=76。
实际传动比u2=4
5.选取螺旋角。
初选螺旋角B二14°。
(二)按齿面接触强度设计
1.确定各参数的值:
1)试选载荷系数K,=l.3
2)计算小齿轮传递的扭矩。
T2=1.09xl05yV-nun
3)查课本厶05表10-7选取齿宽系数0=1。
4)查课本4。
】表10-6得材料的弹性影响系数Z£=189.8MPJ。
5)教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6血]=570MPa;10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限6血:
=390MPa。
6)按式(10-13)计算应力循环次数
7)M=60nj—=60x363.6x1x(2x8x365x5)=6.37x109;
nJ—
u
=637X108=1.59x10%
4
8)查教材10—19图接触疲劳寿命系数KHNl=0.97,KHN2=0.98。
9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=l,
则[b〃1=K肿心=on?
x570=552.9MPa
=K刖2心=0.98x390=382.2MPa
...[aH]=0"1匚0"=»2.9[382.2=46755MPa 2. 1) 10)查课本△门图10-30选取区域系数乙円二2.433。 11)査课本P2l5图10-26得=0.754 Ea=£al+sa2=0.754+0.886=1.64。 计算 试算小齿轮分度圆直径d“,由计算公式得 3(: — 8ay=0.886 2) 3) 2K,GJS+1汽了昇£)2 V0凤«29h] 3/2xl.3xl.09xl054+12.433x189.8, JXX()- 4467.55 V1X1.64 =59.506mm 计算圆周速度 叫%3.14x59.506x363.6…z u===1.13/W/5 60x100060x1000 计算齿宽b和模数〃口 b=%血=1x59.506=59.506mm c/]cos/? 59.506xcosl4°on. ==3.04/7? /? ? 19 4) 齿高h=2.25mnl=2.25x3.04nm=6.84/ww %亠〃%.84=&7 5) 计算纵向重合度 =0.31晞Z]tan/7=O.318xlxl9xtanl4°=1.506 6) 计算载荷系数K 己知使用系数(q=1,根据v二1.13m/s,8级精度,查课本片対图1°一8得动载系数心=1.08;查课本片96表10-4得K〃二1.454;查课本&s图1°一】3得二1.388;查课本片邛表10-3得=KFa=1.2。 故载荷系数 K=KaKvKHa=1x1.08x1.2x1.454=1.884 7) 8) (三) 1. 1) 2) 3) 4) 5) 6) 7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数也“ 他/c叽 $ =67.340x24。 =3.44^ 19 按齿根弯曲强度设计 确定计算参数 计算载荷系数 K=K,K水肱=1x1.08x1.2x1.388=1.789 小齿轮传递的扭矩T2=1.09xl05N-mm 19 cos30 Sos'14。 =20.80 =83.20 根据纵向重合度勺=1.506,查课本△门图10-28得螺旋角影响系数与二0.88。 计算当量齿数 °_76 cos3pcos314c 查取齿形系数纬“和应力校正系数丫$“ 查课本Aoo表10-5^rA.„3=2.768,ys 计算弯曲疲劳许用应力 查课本P208图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限—E严400M£q啓=320M匕。 查课本戶讹图10-18得弯曲疲劳寿命系数心相=0.92,心中=0.95o 取弯曲疲劳安全系数S二1.4,则 0.92x400 L4 '1KfnaUfea °」s =0.95x320_21? 14 1.4a S =262.857MP 并加以比较 计算大、小齿轮的 3歸 EL =2-768xL558=0.01641 262.857 =0.01808 Ws.4_2-214x1.773 EL217.143 大齿轮的数值大,选用大齿轮。 第16页共43页 2.设计计算 x0.01808=2.145/w/z? 12x1.789x1.09x105x0.88xcos214° V1x192x1.64 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数加”大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,乂有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关,所以可取弯曲强度算得的模数 (摘IT《机械原理教程》第二版清华大学出版社43标准模
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