课程设计-二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计计算说明书.doc
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1、 机械设计基础课程设计计算说明书 设计题目:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计者: 学号: 同组者: 学院: 专业班级: 指导教师: 二一四年六月二十一日目 录一、设计任务书 2二、总体设计计算41. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数计算(转速、功率、转矩)三、传动机构设计计算61. 直齿圆柱传动2. 圆锥齿轮传动四、轴系零件设计计算101. 输入轴的设计计算2. 中间轴的设计计算3. 输出轴的设计计算五、滚动轴承的选择与寿命校核计算20六、 键连接的强度校核计算23七、润滑和密封方式的选择24八、箱体的设计25九、附件的结构设计和选择25十、设计总结26参考文献27一
2、、设计任务书1、 二级圆锥-圆柱设计方案(1)已知条件: 输送带牵引力F=3500N带速V=1.7m/s卷筒直径D=200mm(2)整体方案如下:图1-1 二级圆锥-圆柱齿轮减速器整体外观参考图图1-2 二级圆锥-圆柱齿轮减速器内部结构参考图 图1-3 二级圆锥-圆柱设计运动方案简图二、总体设计计算1、电机型号选择(1)电动机类型选择:Y系列三相异步电动机(2)电动机功率计算: 输出功率: P输出= FV/1000=5.95KW 按机械设计基础课程设计P7表2-4 取联轴器=0.99 轴承的效率的确定: 圆锥齿轮处选用圆锥滚子轴承 直齿圆柱处选用圆锥滚子轴承按机械设计基础课程设计P7表2-4
3、取轴承=0.98 圆锥齿轮效率的确定:按机械设计基础课程设计P7表2-4 取锥齿=0.96直齿圆柱齿轮效率的确定:按机械设计基础课程设计P7表2-4 取圆柱=0.97传动装置的总效率:总=3轴承2联轴器锥齿圆柱=0.9930.9920.950.97=0.85电机所需的工作功率:P工作= P输出/总=7.02KW(2)确定电动机转速卷筒转速:n筒=601000V/D=6010001.7/(200)=162.33r/min按机械设计基础课程设计P4表2-1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取圆锥传动比i1=23,则总传动比理时范围为ia=618。故电动机转速的可选
4、范围为nd=ian2=(618)162=9722916r/min,符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。根据容量和转速,由有关手册查出有两种适用的电动机型号:因此有两种传动比方案:1000和1500r/min。综合考虑电动机传动平稳和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,所以选同步转速为1000r/min。(3)确定电动机型号按手册P167表12-1,选用Y160M-6型三相异步电动机。Ped=7.5KW,n1=970r/min,额定转矩2 质量119kg。2、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 (1)传动装置总传动比:i总= n1/ n筒=
5、6 (2)分配各级传动比:取低速级圆柱齿轮的传动比i2=3,则高速级圆锥齿轮的传动比i1=2。所得i1、i2值分别符合圆锥、圆柱齿轮传动比的传动范围。3、各轴运动参数及动力参数计算 电动机为轴,减速器高速轴为轴,低速轴为轴(1)计算各轴转速(r/min)nI=970r/minnII=nI/i1=970/2=485(r/min)nIII=nII/i2=485/3=161.67(r/min)(2)计算各轴的输入功率(KW)PI=Ped联=7.425KWPII=PI轴承锥齿=7.4250.990.95=6.983KWPIII=PII轴承圆柱=6.9830.990.97=6.706KW(3)计算各轴扭
6、矩(Nmm)TI=9.55106PI/nI=9.551067.425/970=73102NmmTII=9.55106PII/nII=9.551066.983/485=137500NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551066.706/162=396056NmmP输出=5.95KW联轴器=0.99轴承=0.98锥齿=0.95圆柱=0.97总=0.85P工作=7.02KWn筒=162.33r/minn电机=1000r/min电动机型号Y160M-6i总=6低速级圆柱齿轮i2=3高速级圆锥齿轮i1=2nI=970r/minnII=485(r/min)nIII=161.67 (r/
7、min)PI=7.425KWPII=6.983KWPIII=6.706KWTI=73102NmmTII=137500NmmTIII=396056Nmm三、传动机构设计计算1、直齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式及精度等级根据所选传动方案,选用闭式齿轮传动。大、小齿轮均采用软齿面。小齿轮材料选用40Cr,调质,齿面硬度为,280HBS。大齿轮选45钢,调质,齿面硬度250HBS;按手册P129表10-4选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计确定有关参数如下:传动比i2=3取小齿轮齿数Z1=27。则大齿轮齿数:Z2= i2Z1=327=8
8、1实际传动比I0=81/27=3传动比误差:i-i0/i=3-3/3=0%2.5% 可用齿数比:u=i0=3取a=0.3,则:d=0.5(i2+1) a=0.6计算小轮分度圆直径d12kTIII (u+1)/du(ZE ZH Z/ H )21/3确定各参数值(均按机械设计基础选取):1)载荷系数 P80表6-6,取K=1.2 2)小齿轮名义转矩 TII=9.55106PII/nII =9.551066.983/485 =137500Nmm3)材料弹性影响系数 P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2 4)区域系数 ZH=2.5 5)重合度系数 t=1.88-3.2(1/ Z1+1
9、/ Z2)=1.72 Z=(4-t)/3 1/2=0.87 6)许用应力 按P80图6-19,可知Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa P81表6-7,按一般可靠度要求取SH=1,则 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取两式中的较小者,即H=610MPa; 于是: d12kTII (u+1) (ZE ZH Z/ H )2/du1/3=69.51mm(3)确定模数 m= d1/ Z1=2.57mm 取标准值 m=3mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核计算F=(2kT1/bm2Z1)YFSYF式中:1)小分度圆直径 d1=mZ1=81mm
10、2)齿轮啮合宽度 b=d d1=48.6mm 3)复合齿形系数 按P82图621得,YFS1=4.16,YFS2=3.95 4)重合度系数 Y=0.25+0.75/t=0.6855 5)许用应力 按P83图622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa 按P81表6-7 取SF=1.25 则,F1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248MpaF2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa 6)计算大小齿轮的YFS/F并进行比较: YFS1/F1=0.01678YFS2/F2=0.02057 于是, F2=(2kT1/bm2Z1)YFSY=67.25
11、 MpaF2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求。(5)几何尺寸计算:d1=mZ1=81mmd2=mZ2=243mma=m/2(Z1+ Z2)=162mmb=48.2mm,取b 2=50mmb 1= b 2+(510)mm,取b 1=60mm(6)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 V=d1n2/601000 m/s =2.06 m/s6 m/s按机械设计基础P77表6-5可知选择8级精度合适。2、圆锥齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质,齿面硬度250HBS;初选7级精度。齿面
12、粗糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计1 确定有关参数如下(均按机械设计基础选取):1) 传动比i1=2取小齿轮齿数Z1=30。则,大齿轮齿数:Z2= i1Z1=230=60,取Z2=60实际传动比i0=68/30=2传动比误差:i1- i 0/ i1=02.5%,所以可用。齿数比:u= i 2=22) 齿宽系数按P98可知,R一般为0.250.35,取R=0.33) 转矩TI TI=73102Nmm 4) 载荷系数k 按P80表6-6 取k=1.25)许用接触应力H H= Hlim/SH按P80图6-19,可知Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa P81表6-7
13、,按一般可靠度要求,取SH=1,则 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取两式中的较小者,即H=610MPa;6)材料弹性影响系数 P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2故得:1=78.7 mmm d1/ Z1=2.62mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核 确定参数1)载荷系数 按P80表6-6 取k=1.22)转矩TI TI=73102Nmm 3)齿宽系数按P98可知,R一般为0.250.35,取R=0.34)复合齿形系数 分度圆锥角 1=arccot(Z2/Z1)=26.6 2=90-1=63.4 当量齿数 Zv1= Z1/cos1=
14、33.54Zv2= Z2/cos2=134.00按P82图621得,YFS1=4.07,YFS2=3.95 5)许用应力 按P83图622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa P81表6-7 取SF=1.25 则,F1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248Mpa F2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa6)计算大小齿轮的YFS/F并进行比较: YFS1/F1=0.01641d1/ Z1=2.62mm按P97表6-12,取m=4mm重新计算F2=93.75F2 故不满足齿根弯曲疲劳强度要求。(4)几何尺寸计算d1=mZ1=120mmd2=
15、mZ2=240mma=m/2 x (Z1+ Z2)=180mmb=40mm,取b 2=40mmb 1= b 2,取b 1=40mm(5)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 V=d1n1/601000 m/s =6.09m/s10m/s按机械设计基础P77表6-5可知选择7级精度合适。Z1=27Z2=81u=3m=3mmd1=81mmYFS1=4.16YFS2=3.95F1=248MpaF2=192MpaF2=67.25 Mpad1=81mmd2=243mma=162mmb 1=60mmb 2=50mmZ1=30Z2=60H1 =770MPaH2=610MPa1=22.622=67.38Zv1
16、=33.54Zv2=134.00F1=248MpaF2=192Mpam=2.25mmd1=120mmd2=240mma=180mmb 1=40mmb 2=40mm四、轴系零件设计计算1、输入轴(轴)的设计计算(1)已知条件nI=970r/minPI=Ped联=7.425KWTI=73102Nmm高速级小圆锥齿轮的分度圆直径:d1=mZ1=120mm(2)作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮分度圆锥的平均直径: (3)确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理,按机械设计基础P229表14-2,取C=103126。 因轴需要与电机相连接,Y160M-6输出轴轴径为42mm,故取=42mm(4)
17、各轴段直径的确定 1)轴段12应与联轴器相配合 确定联轴器型号 其中KA为工况系数,按机械设计基础P241表15-1取KA =1.4按手册P99表8-7(GB/T 50142003),选用J型轴孔LX3弹性柱销联轴器;公称转矩500Nm许用转速 6300r/min,转动惯量0.009Kg/m2,d2 =42mm, L=84mm。所以根据联轴器d2 =42mm ,L=84mm,故取d12=42mm,L12=80mm 2)轴段23应为联轴器的定位轴肩,装套筒根据轴段12直径为d12=42mm,轴段23直径d23=48mm,L23=60mm。 3)轴段34应与轴承相配合 确定轴承型号 因为轴承既承受
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