本科毕业论文---展开式二级圆柱齿轮减速器设计.doc
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1、 本 科 课 程 设 计题 目: 展开式二级圆柱齿轮减速器 学 院: 机械工程学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 年级: 1 设计任务书21.1 设计任务21.2 原始数据21.3 工作条件21.4 设计任务量22 传动系统方案的拟定23 电动机的选择33.1 电动机的功率33.2 电动机转速的选择43.3 电动机型号的选择43.4 传动比的分配43.5 传动系统的运动和动力参数计算54 减速器传动零件设计计算64.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算64.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算145 轴的设计计算215.1 输入轴的设计计算215.2 中间轴的设计计算245.3 输出轴设计计算276
2、轴承的选择与计算316.1 输入轴的轴承:7206C角接触球轴承316.2 中间轴轴承30206圆锥滚子轴承336.3 输出轴轴承: NU213E圆柱滚子轴承347 键的计算校核347.1 输入轴上的键347.2 中间轴上的键357.3输出轴上的键358 减速器箱体结构尺寸369 减速器附件的选择3710 齿轮的密封与润滑37机械设计课程设计计算说明书1 设计任务书1.1 设计任务 设计带式输送机传动系统,采用展开式二级圆柱齿轮传动。1.2 原始数据 输送带有效拉力 输送带工作速度 输送带滚筒直径 减速器设计寿命为10年1.3 工作条件 两班制工作,连续单向运转,载荷较平稳;使用期限为10年(
3、一年工作300天),小批量生产;允许输送带速度误差为5%;生产条件是中等规模的机械厂,可加工78级精度的齿轮;动力来源是三项交流电(220V380V)。1.4 设计任务量 编写设计说明书一份,内容包括: 设计任务。 电动机的选择,减速器主要零件设计计算,并附计算的必要简图。 减速器的箱体结构尺寸及润滑。 设计图: 绘制减速器装配图1张(A0)。 绘制减速器零件图2张(A3)。2 传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如图:带式输送机由电动机驱动。电动机通过联轴器将动力传入减速器,输出轴将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用展开式二级圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对于轴承
4、位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级为斜齿圆柱齿轮传动,低速级为直齿圆柱齿轮传动。3 电动机的选择3.1 电动机的功率工作所需要的有效功率为 查阅相关参考文献确定 联轴器效率 一对滚动轴承效率 闭式圆柱齿轮传动(7级精度) 输送机滚筒效率传动系统总效率式中: 所需电动机功率为:3.2 电动机转速的选择 输送机滚筒的工作转速为:按3表2-3推荐的传动比范围,取圆柱齿轮传动的传动比范围为35,则总传动比范围为Id=925。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=(925)53.8264841346r/min符合这一范围的同步转速可选750和1000r/min可得到多种不同的传动比方案,由于转
5、速越高价格越便宜,故选1000r/min的电动机。3.3 电动机型号的选择根据动力源及工作条件:两班制工作,连续单向运转,所需电动机功率为 3.46kw及电动机同步转速等。选用Y系列三项异步电动机,卧式封闭结构,型号为Y112M1-6,按3表2-4电动机型号额定功率P/kW同步转速满载转速总传动比Y132M-1-64.0100096039.09电动机的主要参数见下表型号额定功率满载转速中心高轴伸尺寸Y132M1-64 .0kW960 (r/min)132 mm38803.4 传动比的分配带式输送机总传动机比为:由传动系统方案知有计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为:为便于将两级圆柱齿轮减速器
6、采用浸油润滑,当两对齿轮的配对材料不同齿面硬度不大于350HBS,齿宽系数相同时,考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件下,取高速级传动比为低速级传动比为3.5 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速功率和转矩计算如下:对于0轴(电动机轴)有对于1轴(减速器轴)有对于2轴(减速器中间轴)有对于3轴(减速器低速轴)有上述计算结果和传动比及传动规律汇总,列于下表以便查用轴号转速(r/min)功率P(kw)转矩T(N/m)传动比0 960 3.46 35.421 1960 3.425 34.0724.815 2199.4 3.323 159.15 3.702 3 53.826 3.227 571
7、.6214 减速器传动零件设计计算4.1 低速级直齿圆柱齿轮设计计算4.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案,低速级选用直齿圆柱齿轮传动,压力角 带式输送机为一般工作机器,速度不高,参考1表10-6选用7精度。 材料选择,由1表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度为280H,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。选小齿轮齿数,大齿轮齿数取。4.1.2 齿面接触疲劳强度设计 (1)由1式10-11试算小齿轮分度圆直径,即1) 确定式中个参数值试选。小齿轮传动的转矩,即2轴所传递的扭矩。由1表10-7选取齿宽系数。由1图10-20查得区域系数。由1表
8、10-5查得材料的弹性影响系数。由1式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数。计算接触疲劳许用应力 由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 , 由1式10-15计算应力循环次数: 由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-14得 取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力, 即2) 试算小齿轮分度圆直径 (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。 齿宽b。2) 计算实际载荷系数。 由课本表10-2查得使用系数。 根据7级精度,由课本图10-8查得动载系数。 齿轮的圆周力。 查1表10-3的齿间载
9、荷分配系数。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑轴非对称布置时,得齿向载荷分布系数。由此,得到实际载荷系数3) 由1式10-12,可得有实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由1式10-7试算模数,即 1)确定公式中的各参数值 试选。 由1式计算弯曲疲劳强度用重合度系数。计算。由图10-17查得齿形系数。由1图查得应力修正系数。由1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由1图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。取弯曲疲劳安全系数,由1式10-14得因为大齿轮的大于小齿轮,所以取2)试算模数(2)调整齿轮模数 1)计算实
10、际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。齿宽b。宽高比。2) 计算实际载荷系数。 根据 ,7级精度,由1图10-8查得动载系数。 由,查1表10-3得齿间载荷分配系数。 由1表10-4用插值法得 ,结合 查1 图10-13,得。则载荷系数为3) 由1式10-13,可得按实际载荷所得的齿轮模数对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,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,可取有弯曲疲劳强度算的模数2.005mm并就近圆整为,按接触疲劳强度算的的分度圆直径 ,算出小齿轮齿数。取,则大齿轮齿
11、数,取与互为质数。这样计算出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4.1.4 几何尺寸计算 计算分度圆直径计算中心距 计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略微加宽(510)mm即取,而大齿轮齿宽等于设计齿宽,即。4.1.5 圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计制造。为此,可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。此次采用变位法将中心距就近圆整至。在圆整时,以变为系数和不超出1图10-21a中推荐的合理工作范围为宜。其它几何参数,如等保持不变。 齿轮变位后,齿轮副几何尺寸发
12、生变化。应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。 计算变系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 从1图10-21b可知,当前变位系数和提高了齿轮强度,但重合度有所降低。 分配变位系数x1、x2。 由1图10-21b可知,坐标点位于L12和L13之间。按这两条线做射线,再从横坐标的z1、z2处做垂直线,与射线交点的纵坐标分别是x1=0.346、x2=0.166。齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法,先计算1式10-10中的各参数。计算结果为将他们带入1式10-10,得到齿面接触疲劳强度满足要求,并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做
13、法,先计算110-6中的各参数。计算结果为,将他们带入1式10-6得到齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏能力大于大齿轮。4.1.6 主要设计结论 齿数,模数,压力角,变位系数,中心距,齿宽,小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。齿轮按7级精度设计。4.2 高速级斜齿圆柱齿轮设计计算4.2.1 选精度等级、材料及齿数 由1表10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调制),齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调制),齿面硬度240HBS。 带式输送机为一般工作机器,参考1表10-6,选7级精度。 选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。 初选螺旋角。 压力角。4.2
14、.2 按齿面接触疲劳强度设计 由1式10-24试算小齿轮分度圆直径,即 1)确定公式中的各参数值。 试选载荷系数。 由1图10-20查取区域系数。 由1式20-21计算接触疲劳强度用重合度系数。 由试10-23可得螺旋角系数。 2)计算小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径 3)计算实际载荷系数钱的数据准备。 圆周速度。 齿宽。 4)计算实际载荷系数 。 由1表10-20查得使用系数。 根据、7级精度,由1图10-8查得动载系数。 齿轮的圆周力 ,查1表10-3得齿间载荷系数。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时,。 则载荷系数为 5)由1式10-12可得按实际载荷
15、系数算得的分度圆直径 及相应齿轮模数4.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由1式10-20试算齿轮模数,即1)确定参数中得各参数值。 试选载荷系数。 由1式10-18,可得计算弯曲疲劳强度重合度系数。 由1式10-19,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 计算。 当量齿数查1图10-17,得齿形系数。由1图10-18查得应力修正系数。由1查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为500MPa,380/MPa 。由110-22查得弯曲疲劳寿命系数。去弯曲疲劳寿命系数S=1.4,由1式10-14得 因为大齿轮的大于小齿轮,所以取2)试算齿轮模数调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v
16、齿宽b。齿高h及宽高比。2)计算实际载荷系数。根据,7级精度,由110-8查得动载系数 。由查1表10-3得齿间载荷分布系数为。由1表10-4用插值法查得,结合查1图10-13,得。 则载荷系数为3)由1式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近取;为了同时满足接触疲劳强度,选接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数,即。取,则,取,Z1,Z2互质。由于此时所求分度圆直径小于模数,所以将模数增加为m=2mm。4.2.4几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正
17、螺旋角计算小、大齿轮分度圆直径计算齿轮宽度取4.2.5 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后,、和、等均发生变化,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法,计算1式10-22中的各参数,计算结果:,。将它们代入1式10-22,得到 满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法,计算1式10-22中的各参数,计算结果:,。 将它们代入1式10-22,得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4.2.6 主要设计结论 齿数,模数,压力角,螺旋角,变位系数,中心距,齿宽。小齿轮选用40Cr(调制),大
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