二级圆锥-圆柱齿轮减速器课程设计1(1)

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

设计计算及说明

一、设计任务书 1.1 传动方案示意图

结果

图一、传动方案简图

1.2 原始数据

传送带拉力 F(N) 1400 传送带速度 V(m/s) 0.3 滚筒直径 D(mm) 280

1.3 工作条件

三班制,使用年限为 10 年,连续单向于运转,载荷平稳,小批量生产,运输 链速度允许误差为链速度的  5% 。

1.4 工作量

1、传动系统方案的分析; 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算; 3、传动零件的设计计算; 4、轴的设计计算; 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核; 6、键联接和联轴器的选择及校核; 7、减速器箱体,润滑及附件的设计; 8、装配图和零件图的设计; 9、设计小结; 10、参考文献; 二、传动系统方案的分析 传动方案见图一,其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小,传动效率高, 适用在恶劣环境下长期工作,虽然所用的锥齿轮比较贵,但此方案是最合理的。 其减速器的传动比为 8-15,用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。

结果

1

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三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算

设计计算及说明

3.1 电动机的选择 1、 电动机类型选择: 选择电动机的类型为三相异步电动机, 额定电压交流 380V。 2、电动机容量选择: (1)工作机所需功率

Pw

=FV/1000 ω

F-工作机阻力 v-工作机线速度 ω -工作机效率可取 0.96 (2) 电动机输出功率

F=1400N V=0.3m/s

Pd

考虑传动装置的功率损耗,电动机的输出功率为

Pd Pw α = /

α 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率,即

a  1 2 3 4 5 6 =0.776

6 3

 =0.776

1 -v 带传动效率取 0.96

 2 -滚动轴承传动效率取 0.99

 3 -圆锥齿轮传动效率取 0.95  4 -圆柱齿轮传动效率取 0.97

 5 - 联轴器效率取 0.99

Pd= P W /η 总 =0.520kW (3)确定电动机的额定功率

6 - 卷筒效率取 0.96

Pd =0.520kw

Ped Ped

略大于

因载荷平稳,电动机额定功率 定功率为 0.55Kw。

Pd

即可。所以可以暂定电动机的额

Ped =0.55kw

3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nw=60×1000V/π D=60×1000×0.30/π ×280=20.44r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15,故电动机的转速的可选 范围为 nd=I’d×nw=(8~15)×25.5=163.52~306.6r/min

n w =109.2

r/min

无法选择合适的电动机,故这时在减速器和电动机之间加以传动比为 3 的 V 带,来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围 490.56~1450.8r/min 符合这一范围的同步转速只有 1000r/min。 设计计算及说明

2

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结果

由上可见,电

动机同步转速只有 1000r/min,一种传动比方案 综合各方面因素选择电机方案,即选电动机型号为 Y1001L-6 机。 电动机的主要参数见下表 型号 额定功 率/kW 速 满载转 中心高 mm 寸 轴伸尺

nm (r/min)

Y80M24 0.75 940 1390 60*140 选 Y80M2-4 型 三、运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比:i=nm/nw=68 传送带的传送比 i=5 二级齿轮的减速器的传动比为 13.6 分配圆柱齿轮的传动比 i=4.53 锥齿轮传动比 i=3 电动机

1.计算各轴转速(r/min)

轴(1)是大带轮所连轴

n1 

1390  278 r / min 5 n1 278   92.6 r / min 3 3

n  =278

轴(2)是大锥齿轮所连轴

n2 

n n3  2  20 .44 r / min 4.53 轴(3)是大圆柱齿轮所连轴

2、各轴输入的功率 轴(1) 轴(2) 6

nⅡ

=92.

P 1 P d 6 1  0.560  0.92  0.98  0.505 kw P2  P 1 5 1  0.505  0.94  0.98  0.465 kw

nⅢ

=20.44r

3

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轴(3)

P3  P2 1 4  0.465  0.97  0.98  0.442 kw

/min

3.计算各轴扭矩(N·m)

T1 

轴(1)

9550 P 1  9550  0.505  17.35 N  m n1 278 9550 P2 9550  0.465   47.96 n2 92.6

N m

PI

05kw

=0.5

T2 

轴(2)

PII

65 kw

=0.4

T3 

轴(3) 轴的数据

9550 P3 9550  0.442   206 .51 N  m n3 20.44

PIII

42 kw

=0.4

轴 轴(1) 轴(2) 轴(3)

转速(r/min) 278 92.6 20.44

功率(kw) 0.505 0.465 0.442

转矩(N  m) 17.35 47.96 206.51 结果

四、传动零件的设计计算 4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计(主要参照教材《机械设计(第八版) 》 )

已知输入功率为 PII =1.128kw 、小齿轮转速为 nⅡ =100.3r/min 、齿数比为 3.396。工作寿命 10 年(设每年工作 300 天) ,三班制,带式输送,工作平稳,转 向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度。 (GB10095-88) (2)材料选择 由《机械设计(第八版) 》表 10-1 小齿轮材料为 40Cr(调

质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬 度相差 40HBS。 (3)选 小 齿 轮 齿 数 z1  24 , 则 大 齿 轮 齿 数 z2  3.396z1  95 初 选 螺 旋 角

  14 。

2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算

4

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设计计算及说明

小齿轮: 40Cr(调 质) 280 HBS 大齿轮: 45 钢 (调 质) 240 HBS 7 级精度

结果

3

d1t 

2 K Ht T1 u  1 Z H Z E Z  Z 2  ( ) d u [ H ]

(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K Ht =1.3 2)查教材图表(图 10-30)选取区域系数 Z H =2.433

1

K Ht =1.3

Z H =2.433

3)

查教材表 10-6 选取弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 4)由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z

Z E =189.8

 a =1.652

K

 1

=0.9

K  2 =0.95

5

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 t  arctan(tan  n / cos  )  arctan(tan 20 / cos14 )  20.562  atl  arccos[z1 cos t /( z1  2han  cos  )] 

arccos[24 cos 20.562 /(24  2 1 cos14 )]  29.974

  

Hlim1  650

Mpa

Hlim2  550

Mpa

 at 2  arccos[z2 cos t /( z 2  2han  cos  )] 

arccos[ 95 cos 20.562 /(95  2 1 cos14 )]  23.430

 d =1

T=108N.m

   [ z1 (tan at1  tan t )] / 2

 [24 (tan29.974  tan 20.562 )  95 (tan23.430  tan 20.562 )] / 2  1.652

   d z1 tan  /   1 24 tan( 14 ) /   1.905  4   4  1.652 1.905 Z  (1    )    (1  1.905)   0.667 3  3 1.652

5)由式(10-23)可得螺旋角系数 Z   6)由教材公式 10-13 计算应力值环数 N 1 =60n 1 j Lh =60×100.3×1×(3×8×300×10)=1.35648×10 9 h N 2 =0.4341X10 9 h 7)查教材 10-19 图得:K  1 =0.93 K  2 =0.96

 H  =

553.75 MPa

COS   COS 14   0.985

8)查取齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1  600Mpa 9)由教材表 10-7 查得齿宽系数  d =1

Hlim2  550Mpa

V=0.255m/

10)小齿轮传递的转矩 T1 =95.5×10 × P2 / n2 =9550X1.128/100.3=108N.m 11)齿轮的接触疲劳强度极限: 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 (10-12) 得:

5

结果

K HN 1 H lim1 =0.93×600=558 MPa S K  [  H ] 2 = HN 2 H lim 2 =0.96×550=528 MPa S

[ H ]1 = 许用接触应力为两者较小者 故:

[ H ]  [ H ]2  528MPa

(2)设计计算 1)按式计算小齿轮分度圆直径 d1t

3

d1t 

2 K Ht T1 u  1 Z H Z E Z  Z  2  ( ) d u [ H ]

6

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

=

2 1.3 10.8 10 4 119 2.433 189 .8  0.667  0.985 2  ( )  48.789 mm 1 95 528

2)计算圆周速度 V 

d1t n1  0.255m/s 60  1000  

3)计算齿宽 b 及模数 mnt

设计计算及说明

b=  d d1t =1X48.789=48.789mm

m nt =

d1t cos  48.789 cos14   2.221 mm Z1 24

h

m nt =2.221

4) 计算齿宽与高之比 b

齿高 h= 2.25mnt =2.25×2.221=5.0 mm

b

= 48.789 =9.76 h 5.0

b

h

=9.76

5) 计算纵向重合度   6) 计算载荷系数 K

  =0.318  d Z 1 tanβ =0.318X1X24tan14 =1.905

  =1.905

K H   K F

=1.4

系数 K A =1,根据 V=0.255m/s,7 级精度查图表(图 10-8)得动载系数

Kv =1.02

查教材图表(表 10-3)得齿间载荷分布系数 K H  K F =1.4 由教材图表(表 10-4)查得 K H  1 =1.30

K H  1 =1.30

查教材图表(图 10-13

)得 K F  1 =1.26 所以载荷系数

K F  1 =1.26

K  K A KV KH KH  =1.856

7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1

d  dt 3

8) 计算模数 mn1

K = 48.789  Kt

3

1.856  54.94mm 1.3

d1 =54.94mm

d cos  54.94 cos14   2.221 mm mn = 1 Z1 24

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

mn1

mm

=2.221

7

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

由弯曲强度的设计公式 mn ≥ (1)确定公式内各计算数值 1)试取载荷系数

2 K FtT1Y Y cos2  YFYS ( ) 设计 d Z 21 [ F ]

ZV 1 =26.27

K Ft  1.3

2)根据纵向重合度   =1.905 查教材图表 (图 10-28) 查得螺旋影响系数 Y =0.88 3)计算当量齿数

3 Zv1  Z 1 cosβ =26.27

结果

设计计算及说明

3  ZV 2  Z2 / cos3   88/ 95/ cos 14 =103.99

ZV 2 =103.99

4)查取齿形系数 查教材图表(表 10-5) YF 1 =2.62, YF  2 =2.18 5)查取应力校正系数 查教材图表(表 10-5) YS 1 =1.6 , YS 2 =1.82 6)查教材图表(图 10-20c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限  F lim1 =500MPa ,大齿 轮弯曲疲劳强度极限  F lim2 =380MPa 。 7)查教材图表(图 10-18)取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.9 8)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式  F   [ F ] 1 = [ F ] 2 = K FN 2 =0.94

YF 1 =2.62

YF 2 =2.18

YS 1 =1.6

YS 2 =1.82

K FN 1 =0.9

K FN  FE 得 S

K FN 2 =0.94

K FN1 F lim1 0.9  500   321 .4 S 1.4

 FE1 =321.4

K FN 2 FF 2 0.94  380   255 .14 S 1.4

YF YS

 FE 2 =255.1

4

9)计算大、小齿轮的

 F 

,并加以比较

YF 1 FS 1 [ F ]1 YF 2 FS 2 [ F ]2

 

2.621.6  0.0130 321.4 2.181.82  0.0156 大齿轮的数值大.选用. 255.14

(2)设计计算 1)计算模数

8

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

mn 

2 1.3 10.8 10 4  0.681  0.778  cos 2 14  0.0156 mm  1.56 mm 1 24 2

2)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:

mn  mnt 3

KF 1.436  1.56 3  1.613 K Ft 1.3

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度 算得的分度圆直径 d 1 =54.94 mm来计算应有的齿数. 2)计算齿数 z1=

m n =1.56m

m

z 1 =27 z 2 =106 结果

54.94 cos14 =26.65 取 z 1 =27 mn

那么 z 2 =3.936×

27=106.27 取 z2 =106

设计计算及说明

4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=

( z1  z2 )mn (27  106 ) 2 = =137.072 mm 2  cos 14  2

cos 

将其圆整为 137mm

a=137mm

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

(Ζ1  Ζ 2 )m n ( 27  106 )  2  arccos  13.879  2α 2 137

 = 13.879 

因  值改变不多,故参数   , k  , Z h 等不必修正. (3)计算大.小齿轮的分度圆直径 d1 = d 1 =56 mm 取整为 56 d 2 =218 mm

B1  62

B2  56

z1mn 27  2  =55.624 mm cos  cos13.879

z 2 mn 106 2  =218.376 mm cos  cos13.879

d2 =

取整为 218

(4)计算齿轮宽度 B= d1  1 62mm  62mm

B2  56

B1  62

(5)结构设计 小齿轮(齿轮 1)齿顶圆直径为 60mm 采用实心结构 大齿轮(齿轮 2)齿顶圆直径为 222mm 采用腹板式结构其零件图如下

9

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

结果

图二、斜齿圆柱齿轮

设计计算及说明

4.2 直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版) 》 )

已知输入功率为 PI =1.199.kw 、小齿轮转速为 n  =313.33r/min 、齿数比为 3.125 由电动机驱动。工作寿命 10 年(设每年工作 300 天) ,三班制,带式输送, 工作平稳,转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)圆 锥 圆 锥 齿 轮 减 速 器 为 通 用 减 速 器 , 其 速 度 不 高 , 故 选 用 7 级 精 度 (GB10095-88) (2)材料选择 由 《机械设计 (第九版) 》 表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr (调质) , 硬度为 280HBS,大齿轮材料取 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬度相差 40HBS。 (3)选小齿轮齿数 z1  24,则大齿轮齿数 z 2  3.125 z1  75 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式:

z1  25

z 2  75

d1t ≥ 3

4 K Ht T1 Z Z  ( H E )2 2 R (1  0.5R ) u [ H ]

(1)、确定公式内的各计算值 1)试选载荷系数 K Ht =1.3 2)小齿轮传递的转矩 T1 =95.5×10 5 × P 1 / n1 =36.6KN.Mm 3)取齿宽系数  R  0.3 4)查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1  600Mpa 大齿轮的

R  0.3

10

k t 1 =1.3

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 接触疲劳极限 Hlim2  550Mpa

1

5)查表 10-6 选取弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 6)由教材公式 10-13 计算应力值环数 N 1 =60n 1 j Lh =60×313.33×1×(3×8×300×10)=1.35648×10 9 h N 2 =0.434×10 9 h 7)查教材 10-19 图得:K  1 =0.91 K  2 =0.92

KHN1  0.91 8)齿轮的接触疲劳强度极限:取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式(10-12) 得: K  2 =0.92

[ H ] 1 =

K HN 1 H lim1 =0.91×600=546 MPa S

[ H ]1 = 546 MPa

设计及设计说明

结果

[ H ] 2 = (2)设计计算 1)试算小齿轮的分度圆直径,带入  H  中的较小值得

K HN 2 H lim 2 =0.92×550=506 MPa S

[  H ] 2 =506

MPa

1.3  4  36600  189.8  2.

5  d1t  3   62.78mm  2  506  0.3  1  0.5  0.3  3.125

调 整 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 :

2

d1t =62.78mm

dm1  d1t (1  0.5R )  62.78 (1  0.3 0.5)  53.363mm

2)计算圆周速度 V

V=0.875m/s

V

d m1n1  0.875m/s 60  1000  

3)计算载荷系数 系数 K A =1,根据 V=0.875m/s,7 级精度查图表(图 10-8)得动载系数

Kv =1.05

查图表(表 10-3)得齿间载荷分布系数 K H  K F =1 根据大齿轮两端支撑,小齿轮悬臂布置得 KHβ  KFβ =1.320 得载荷系数 K  K A KV KH KH  =1.386 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得 K=1.386

11

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

d  dt 3

5)计算模数 M

K = 62.78 Kt

1.386  64.135mm 1.3

Mt =2.67mm

m

d1 64.135   2.67 mm z1 24

3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式:

3

m≥

4 KT1

R (1  0.5R )2 z12 u 2  1

YFaYSa

K=1.3335

 F 

(1)确定公式内各计算数值 1)计算载荷系数

K  K A KV KF KF  =1.3335

结果

2)

 1  arctan( 1 / u )  arctan( 24 / 75)  17.74  2  90  17.74  72.26

=25.2 Zv1  Z 1 cos  1

3)计算当量齿数

设计及设计说明

Zv2  Z 2

cos  2

=246.15

YF 1  2.65 YF 2  2.15 YS 1  1.58 YS 2  1.88

4)由教材表 10-5 查得齿形系数

YF 1  2.65

应力校正系数

YF 2  2.15 YS 2  1.88

YS 1  1.58

4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限  FE1  500MP a ,大齿轮的 弯曲疲劳强度极限  FE 2  380MP a 5) 由《机械设计》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.91 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S  1.7 ,得 K FN 2 =0.92

 FE1  500MP a

 FE2  380MPa

K FN1 =0.91 K FN 2 =0.92

12

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

[ F ] 1 =

K FN1 FE1 0.91  500   267 .65 MPa S 1.7 K FN 2 FF 2 0.92  380   205 .65 MPa S 1.7

[ F ] 2 = 7) 计算大小齿轮的

YFa FSa ,并加以比较 [ F ]

YFa1FSa1 2.651.58   0.0156 [ F ]1 267.65 YFa 2 FSa 2 2.151.88   0.020 [ F ]2 205.65

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. (2)设计计算

3

M=1.325mm

m

取 M=2mm

1.3  36600 0.3  1  0.5  0.3 242 3.1252  1

2

 0.02m m  1.325m m

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,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力,取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准 模数,取 m=2mm 但为了同时满足接触疲劳强度, 需要按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d 1 =64.135 mm来计算应有的齿数.

结果

计及设计说明

计算齿数 z 1 =

d1  33 m

取 1 z=33

那么 z 2 =3.125×33=104

z 1 =33

z 2 =104

4、计算几何尺寸 (1) d 1 = z1m  2  33 =66mm (2) d 2 = z2 m  2 104=208mm d 1 =66 d 2 =208

1  1736'16' '

d '' (3) 1  arccot 1  1736'16 d2

(4)  2  90  1  7223 43

'' ''

 2  7223'43' '

(5) b  d1R

 2 1

4

 d1R

3.1252  1  32.733 mm 4

圆 整 取

B2 =

13

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

B 1 =33mm

B2 =33mm

B 1 =33mm

(6) 机构设计 小锥齿轮(齿轮 1)大端齿顶圆直径为 95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮(齿轮 2)大端齿顶圆直径为 203mm 采用腹板式结构

图三、直齿锥齿轮

设计计算及说明 五、轴的设计计算 5.1 输入轴(I 轴)的设计

1、求输入轴上的功率 PI 、转速 n  和转矩 T Ⅰ

结果

PI =1.2 kw

n  =313.33r/min

T Ⅰ =36.6N.M

2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为

dm1  d ( 1 1  0.5R)  66 (1  0.5  0.3)  56.1mm

则 Ft  2T

dm1

 2  36600  1304 .81N 56.1

Ft=1304.8N Fr=452.67N

14

Fr  Ft.tan20 cos  1  452 .67 N F  Ft.tan20 sin 1  143 .65 N

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图二所示 Fa=143.65N

图四、输入轴载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设 计(第九版) 》表 15-3,取 A0  112 ,得

结果 设计计算及说明

dmin  A03 PI 1.2  1123  17.52mm nI 313.33

输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ,为了使所选的轴直径 d12 与联 轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca  KAT 2 , 查《机械设计(第九版) 》表 14-1,由于转矩变化很小,故取 KA  1.3 ,则

Tca  KAT 2 =1.3X36.6=47580N.Mm

查《机械设计课程设计》表 14-4,选 LT4 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 63N.m,而电动机轴的直径为 28mm 所以联轴器的孔径不能太小。取 d12 =28mm,半

d12 =28mm

15

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

联轴器长度 L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 44mm。

4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案(见图五)

98 Lb La 图五、输入轴轴上零件的装配 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半联轴器的轴向定位,12 段轴右端需制出一轴肩,查《机械设计》 书,故取 23 段的直径 d 23  32mm 。左端用轴端挡圈定位,12 段长度应适当 小于 L 所以取 L12 =58mm 2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆

锥滚子 轴承,参照工作要求并根据 d 23  32mm ,由《机械设计课程设计》表 13-1 中初步选取 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307,其尺寸 为

d 23  32mm

L12 =58mm

d34  35mm

L 34 =22.75mm

结果

d  D  T  35mm  80mm  22.75mm 所以 d34  35mm 而 L 34 =22.75mm

设计计算及说明

这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程设计》表 13-1 查得 30307 型轴承的定位轴肩高度 d a  44mm ,因此取 d 45  44mm 3)取安装齿轮处的轴段 67 的直径 d 67  33mm ;为使套筒可靠地压紧轴承,56 段应略短于轴承宽度,故取 L 56 =21mm, d56  35mm 4)轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的 要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l  30mm ,取 L 23 =50mm。

d 45  44mm d 67  33mm

L 56 =21mm ,

d56  35mm

L 23 =50mm

L67  56mm

16

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 5)有《机械设计手册》得锥齿轮轮毂宽度为 1.2 d 67 =40mm,为使套筒端面可靠 地 压 紧 齿 轮 取 L67  56mm 由 于 Lb  2 La , 故 取 L45  109mm

L45  109mm

La  60mm, Lb  120mm

(3)轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按 d 67  33mm 由《机械设计(第九版) 》表 6-1 查得平键截面键宽 x 键高 b  h  10 mm  8mm , 键槽用键槽铣刀加工, 长为 45mm, 同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 ;同样,

n6

半联轴器处平键截面为 b  h  l  8mm  7mm  36 mm 与轴的配合为 H 7 ; 滚动

k6

轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为 k5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2  45 ,轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。 5、求轴上的载荷(30307 型的 a=16.8mm。所以俩轴承间支点距离为 120mm 右轴 承与齿轮间的距离为 60mm。 ) (见图四) 载荷 支反力 F 弯矩 M 水平面 H FNH 1  652 .405 N 垂直面 V FNV 1  192 .76 N

FNH 2  1957 .215 N

FNV 2  645 .43 N

MH  78288 .6 N .mm

Mv 1  23131 .2 N .mm Mv 2  4029 .38 N .mm

结果

总弯矩

M 1  78288 .62  (23131 .22 )  81634 .3N  m m M 2  78288 .62  4029 .382  78392 .2 N  m m

扭矩 T

T Ⅰ =36.6N.M

设计计算及说明

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 7 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面,由上表中的数据及轴的单向 旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取   0.6 ,轴的计算应力为

17

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

ca 

23131 .22  (36600 X 0.6) 2 M 2  (TI ) 2   7.44MPa W 0.1 353

前已选定轴的材料为 45 钢(调质) ,由

《机械设计(第八版) 》表 15-1 查得

  1  60MPa, ca    1 ,故安全。

5.2 输出轴( III 轴)的设计

1、求输出轴上的功率 PIII 、转速 nⅢ 和转矩 TIII M=2.0mm

  13.879

PIII =1.083 kw

nⅢ =25.5r/min TIII =406.5N.M

2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为

Ft=3722.5.5 N Fr=1395.6N Fa=919.8N

d  mn z2 / cos   218.4mm

而 Ft  2T

d

 2  406500  3722 .5 N 218.4

Fr  Ft.tan20  cos  1395 .6N

F  Ft.tan   919,8N

圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图六所示

3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设 计(第九版) 》表 15-3,取 A0  112 ,得

d min  39.1mm

输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ,为了使所选的轴直径 d12 与联轴器 的孔径相适应, 故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca  KAT , 查 《机

设计计算及说明 结果

械设计(第九版) 》表 14-1,由于转矩变化很小

dmin  A03

Pv 1.083  1123  39.1m m ,故取 KA  1.3 ,则 nv 25.5

T

18

MH

Ma

MV

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

图六、输出轴的载荷图

Tca  KAT =1.3  406.5=528.45N.M

查《机械设计课程设计》 表 14-4 选 Lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250N.M 半联轴器的孔径 d 1  40mm ,所以取 d1 2  40mm,半联轴器长度 L=112mm,半联 轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。

d1 2  40mm

4、轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案(见图七)

l

l 图七、输出轴轴上零件的装配

l

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位,1 段轴左端需制出一轴肩,故取 2 段的

设计计算及说明 结果

直径 d 2  45 ,1 段右端用轴端挡圈定位,半联轴器与轴配合的毂孔长 度

l1  2  82mm d3  d7

L1  84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1 段

的长度应比 L1 略短些,现取 l 1  2  82mm 。 2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子

l3  27.25mm

19

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 轴承,参照工作要求并根据 d 2  45 ,由《机械设计课程设计》表 13-1 中初 步选取 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309,其尺寸为

d 4  54mm

d  D  T =45mmX100mmX27.25mm, d 3  d 7 =45mm,因而可以取

l 6  58mm

d 6  55mm

d 5  59

l5  10mm

l3  27.25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程》表

13-1 查得 30309 型轴承的定位轴肩高度 d a  54mm ,因此取 d 4  54mm。 3) 齿轮

左端和左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为 62mm,为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 l 6

 58mm 齿轮

的轮毂直径取为 55mm 所以 d 6  55mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度

h  (2  3) R ,故取 h  4 ,则轴环处的直径为 d 5  59 。轴环宽度 b  1.4h ,

取 l5  10mm。 4) 轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的 要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l  30mm 故 l2  50mm 5) 齿轮距附近箱体内壁的距离为 a=16mm,大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm,在确定滚动轴承的位置时应距附近箱体内壁一段距离 s=8mm。可求 得 l 7  53.25mm, l 4  75.3mm (3)轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接,按 d6 由《机械设计(第九 版) 》表 6-1 查得平键截面 b  h  16mm  10mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为 45mm,同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合 为

l 2  3  50mm

l7 

53.25mm

l 4  75.3mm

结果

设计计算及 87ll 说明

H 7 ;同样半联轴器与轴的连接,选用平键 12mm  8mm  70mm ,半联轴器与 n6

轴的配合为 H 7 ,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴

k6

的尺寸公差为 m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸

20

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 取轴端倒角为 2  45 ,轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定支点时查得 30309 型的支点距 离 a=21.3mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为 L1=56.95mm,L2=113.3mm。做 出弯矩和扭矩图(见图六) 。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面,算出其 弯矩和扭矩值如下: 载荷 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 水平面 H FNH 1  2481 .7 N 垂直面 V FNV 1  1053 .1N

FNH 2  1240 .8 N

FNV 2  342 .5 N

MH  141332 .8 N .mm

Mv 1  59974 .5 N .mm Mv 2  40468 N .mm

M  141332 .82  59974 .52 =153531.1N.mm

TIII =406.5N.M

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取

  0.6 ,轴的计算应力

2 153531  (406600 X 0.6) 2 M 2  (TIII ) 2 =17.32mpa ca   W 0.1 553

前已选定轴的材料为 45 钢(调质) ,由《机械设计(第九版) 》表 15-1 查得

  1  60MPa, ca    1 ,故安全。

7、精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面

结果 设计计算及说明

由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大,从应力集中对轴的影响来 看,齿轮两端处过盈配合引起的应力集

中最为严重,且影响程度相当。但是左截 面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大,但应力集中不大,而且这里 轴的直径比较大,故也不要校核。其他截面显然不要校核,键槽的应力集中系数 比过盈配合的小,因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 (2)截面右侧校核 抗弯截面系数

W  0.1d 3  0.1 593  20537 .7mm3

21

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

.8mm 抗扭截面系数 Wt  0.2d  0.2  59  41075

3 3

3

截面右侧弯矩 M 

56.95  27 153531 .1  86133 .8 N .m 56.95

截面上的扭矩 T v =406.5N.M 截面上的弯曲应力

b 

截面上的扭转切应力

M 86133 .8   4.19 MPa W 20537 .7

T 

T3 406500   9.90MPa WT 41075 .8

1

轴的材料为 45 钢, 调质处理。 由表 15-1 查得  b  640 MPa 

 275MPa

1

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数  及  按 《机械设计 (第九版) 》

 155MPa

附表 3-2 查取。因

r 2 D 59   0.0339 ,   1.07 ,经插值后查得 d 59 d 55

  2.19

  1.31

q  0.85

又由《机械设计(第九版) 》附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为

q  0.82

故有效应力集中系数为

k  1  q (  1)  1  0.82 (2  1)  1.82 k  1  q (  1)  1  0.85 (1.31 1)  1.26

由 《机械设计 (第九版) 》 附图 3-2 的尺寸系数   69 , 扭转尺寸系数   0.83 。 轴按磨削加工,由《机械设计(第九版) 》 附 图 3-4 得 表 面 质 量 系 数 为

    0.92

设计计算及说明

轴未经表面强化处理,即  q  1 ,则综合系数为 1.82

结果

22

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

1.91 1 2.80   1  2.86   0.69 0.92 k 1 1.46 1 1.26 1.61 K    1    1  1.85   0.83 0.92 K   1 

又取碳钢的特性系数为

k

1

  0.1

计算安全系数 Sca 值

  0.05

275 275 23 .44   2.80 X 4.19  0.1X 0  23.4 K  a   m 2.86  4.11  0.1 0 155  1 155  18.75 S   9 . 9 9.9  20.86 2.78  0.05X2.78 K  a   m 1.85 1.62X  2  0.05  2 2 2 S  S 23.4  20.86 23 .44 X 18.75 Sca   15.57  14 .6  S  1.5 2 22 S  ^ 2  S ^ 2 23.4 ^ 2  20.86 ^ 23.44  18.75 S 

1

故可知安全。 (3)截面左侧 抗弯截面系数

W  0.1d 3  0.1 553  16637 .5mm3

3 3 3

mm 抗扭截面系数 Wt  0.2d  0.2  55  33275

截面右侧弯矩 M 

56.95  27 X 141332 .8  74326 .9 N .m 56.95

截面上的扭矩 TIII =406.5N.M 截面上的弯曲应力

b 

截面上的扭转切应力

74326.9 M 102713 4.48

MPa   6.17 MPa W 16637.5

T 

406500 T  390920 12.22MPa   11.75 MPa WT 33275

结果

设计计算及说明 大锥齿轮:

功率 0.465kw

23

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

转速 转矩

92.6r/min 47.98 N  m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.1.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

Ft 3  2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

d  mz  55 .6mm

  13.879

结果

24

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

25

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

轴的计算应力

26

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000   29.71MPa W 0.1 303

 ca 

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.2. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.3. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

Tca  K AT3  13 206.51  268.46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75,

所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40.

27

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

大锥齿轮:

dm2=176.8m m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.3.1. 小斜齿轮

功率 转速 转矩

0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

2T2 2  47.96103 Ft 3    2368 .40N d3 40.5 Fr 3  Ft 3 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

d min  24.216 mm

结果

28

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

29

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

30

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的计算应力

 ca 

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000   29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.4. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.5. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

31

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Tca  K AT3  13 206.51  268.46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,

选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75, 所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40. 大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

功率 转速 转矩

0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

大锥齿轮:

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.5.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

Ft 3  2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

32

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3 3

d min  A0

p1  112 n1

0.465  19.179m m 92.6

结果

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

33

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的受力分析

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

34

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的计算应力

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000  ca    29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.6. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.7. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

35

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

Tca  K AT3  13 206.51  268.

46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75, 所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40. 大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

大锥齿轮:

功率 转速 转矩 0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.7.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

36

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Ft 3 

2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

结果

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择

37

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

载荷 支反力 F

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N

F NV 1 250.78N

38

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

FNH 2  1338 .46N

52199N mm

FNV 2  550.822N

56447N mm

76883N mm 47.96N m

轴的计算应力

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000  ca    29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

轴承的校核

1.8. 输入轴 1 轴承校核 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208, 其尺寸为 dXDXT=40X80X19.75, 轴向力 Fa1  93.5N , e=0.37 , Y=1.6, X=0.9 载荷 支反力 F 支反力 水平面 H 垂直面 V

FNH 1  521.34N FNH 2  1338 .58N

F NV 1 316.74N FNV 2  164.13N

39

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 则

Fr1  521.34N Fr 2  1348 .6 N

Fr1 610.02   179.42N 2Y 2 1.7 F 1348 .6 Fd 2  r 2 

p 

4000  T3 4000  206 .51   118 MPa   p hld 10 14  50

 

故单键即可。

1.20. 校核联轴器处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  32 mm , 接 触 长 度

l1  32  10  22mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   134 MPa   p hld 8  22  35

 

故单键即可。

1.21. 输入轴键计算

(1)校核小带轮处的键连接 该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  6  6  28mm , 接 触 长 度

l1  28  6  22mm。则键联接的强度为:

46

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

4000 T0 p   hld

可。

4000 9550

0.56 1390  6.14MPa   p 6  2219

 

故单键即

1.22. 校核大带轮处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  18 11  45mm , 接 触 长 度

l1  45  18  27mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T1 4000 17.35   7.79 MPa   p hld 6  27  30

 

故单键即可。

1.23. 校核锥齿处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  6  6 12 mm , 接 触 长 度

l1  12  6  6mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T1 4000 17.35   96.38 MPa   p hld 6  6  20

 

故单键即可。

1.24. 校核大锥齿处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8 16 mm , 接 触 长 度

l1  16 10  6mm 。则键联接的强度为:

p 

4000  T2 4000  47.96   108 MPa   p hld 8  6  37

 

故单键即可。

1.25. 校核小斜齿轮处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  34 mm , 接 触 长 度

l1  34  10  24mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T2 4000  47.96   33.31MPa   p hld 8  24  30

 

故单键即可。

结果

1.26. 校核大斜齿轮处的键连接

该 处 选 用 普 通平 键 尺 寸 为 b  h  l  16 10  30 mm , 接 触 长 度

l1  30  16  14mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   118 MPa   p hld 10 14  50

 

故单键即可。

1.27. 校核联轴器处的键连接

47

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  32 mm , 接 触 长 度

l1  32  10  22mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   134 MPa   p hld 8  22  35

 

故单键即可。

齿轮采用浸油润滑,由《机械设计》表 10-11 和表 10-12 查得选用 100 号中 负 荷工业 闭式齿 轮油( GB5903-1995 ) , 油量大 约为 3.5L 。 当齿轮 圆周速度

v  12 m

/ s 时,圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽,圆柱齿轮一般浸入油的深

度为一齿高、但不小于 10mm,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。由于大 圆锥齿轮 v  4.28m / s  2m / s ,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承,并通过油槽 润滑其他轴上的轴承,且有散热作用,效果较好,当然也可用油脂润滑。密封防 止外界的灰尘、水分等侵入轴承,并阻止润滑剂的漏失。

十、减速器附件的选择

由《机械设计课程设计》选定通气帽为 M 36  2 ;油标为压配式圆形的油标 A20JB/T 7491.1-1995;外六角油塞及封油垫 M 20 1.5 ;箱座吊耳,吊环螺钉为螺 钉 GB825-88)M16;启盖螺钉 M8。

十一.减速器箱体结构尺寸

根据《机械设计课程设计》表 4-1 得, 壁厚取为 8mm,箱盖也为 8mm, 箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度分别为 12mm,12mm,20mm, 地脚螺栓直径为 18mm, 地脚螺栓数目 4 个;

48

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴承旁连接螺栓的直径 14mm, 箱盖与箱座连接螺栓的直径 10mm, 箱盖与箱座连接螺栓的间距 160mm, 轴承盖螺钉直径 7mm; 视孔盖螺钉直径 6mm; 定位销直径 7mm; 轴承旁凸台半径 22mm; 外箱壁至轴承底座端面距离 34mm; 大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 10mm, 齿轮端面与箱体内壁的距离 10mm, 箱盖与肋板厚 7mmm, 轴承端盖外径 115mm/115mm/120mm; 2、选择 V 型带轮 根据、nm 由图 8-11 选用 Z 型带; 1)、初选小带轮直径 dd1 由 表 8-7 、 8-9 小带轮基准直径 dd=50mm, 则小带轮直径初选为 dd1=90mm 2) 、验算带速 (5﹤v﹤25m/s)带速符合要求。 3) 、计算大带轮基准直径 由得、查表 8-9 得 4、确定 V 带中心距 a 和基准长度 Ld

结果

49

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

根据式 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得 326.9mm≤a0≤934mm 1)初定 a0=400mm; 2)计算所需基准长度 Ld0 2a0+ ≈

2

(d d 1  d d 1 ) 

 (355 112) (d d 2  d d 1 ) 2 =[2  400  (112 355)  ] 2 4  400 4a0

2

=1534mm。查表 8-2 得基准长度 Ld0=1540mm; 3)根据式 a= a0  根据变动范围 amin=a-0.015Ld=400-0.015*1540=376.9mm amax=a+0.03Ld=400+0.03*1540=446.2mm 根据上式得初选得到的 a0 是符合要求的。 5、验算小带轮的包角

Ld  Ld 0 1540  1534  (500  )  403 mm 2 2

1  180   (d d 2  d d 1 )

57.3 57.3  180   (355  112 )  145   120  a 403

6、计算带数 z 1)计算单根 V 带的额定功率 Pr 根据 n1=940r/min, i=3 和 z 型带查表 8-5 得ΔP=0.03kw 查表 8-6 得 Kα =0.91 , 查 表 8-2 得 KL=1.54 。 则 Pr=(P0+ Δ P) 〃 K

α〃KL=(0.28+0.02)*0.91*1.54=0.42kw 2)计算 V 带的根数 z

50

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Z=

1 .5 0.42

所以 z=4 根

7、计算单根 V 带

初拉力 F0 查表 8-31 得单位长度质量 q=0.06kg/m 根据

8、计算压轴力 根据 dd1=112mm dd2=355mm z=4 根 Ld0=1534mm a=403mm

十二、设计小结

本次课程设计涉及面非常广泛,广泛涉猎各方面知识。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原 理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、 《工程材料》、《机械设计课程设计》等于一体。

设计计算及说明

十三、参考文献

1、《机械设计(第八版)》濮良贵,纪名刚主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》金清肃主编 华中科技大学出版社 3、《机械原理》朱理主编 高等教育出版社 4、《工程制图》赵大兴主编 高等教育出版社 5、 《材料力学》刘鸿文主编 高等教育出版社 6、 《机械设计手册) 》 机械设计手册编委 机械工业出版社 7、 《机械制图实例教程》 钟日铭主编 清华大学出版社 8、 《互换性与测量技术基础》 徐学林主编 湖南大学出版社 9、 《金属机械加工》 赵如福主编 上海科学技术出版社 10、 《减速器和变速器》机械设计手册编委 机械工业出版社

51

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

52

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

设计计算及说明

一、设计任务书 1.1 传动方案示意图

结果

图一、传动方案简图

1.2 原始数据

传送带拉力 F(N) 1400 传送带速度 V(m/s) 0.3 滚筒直径 D(mm) 280

1.3 工作条件

三班制,使用年限为 10 年,连续单向于运转,载荷平稳,小批量生产,运输 链速度允许误差为链速度的  5% 。

1.4 工作量

1、传动系统方案的分析; 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算; 3、传动零件的设计计算; 4、轴的设计计算; 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核; 6、键联接和联轴器的选择及校核; 7、减速器箱体,润滑及附件的设计; 8、装配图和零件图的设计; 9、设计小结; 10、参考文献; 二、传动系统方案的分析 传动方案见图一,其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小,传动效率高, 适用在恶劣环境下长期工作,虽然所用的锥齿轮比较贵,但此方案是最合理的。 其减速器的传动比为 8-15,用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。

结果

1

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算

设计计算及说明

3.1 电动机的选择 1、 电动机类型选择: 选择电动机的类型为三相异步电动机, 额定电压交流 380V。 2、电动机容量选择: (1)工作机所需功率

Pw

=FV/1000 ω

F-工作机阻力 v-工作机线速度 ω -工作机效率可取 0.96 (2) 电动机输出功率

F=1400N V=0.3m/s

Pd

考虑传动装置的功率损耗,电动机的输出功率为

Pd Pw α = /

α 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率,即

a  1 2 3 4 5 6 =0.776

6 3

 =0.776

1 -v 带传动效率取 0.96

 2 -滚动轴承传动效率取 0.99

 3 -圆锥齿轮传动效率取 0.95  4 -圆柱齿轮传动效率取 0.97

 5 - 联轴器效率取 0.99

Pd= P W /η 总 =0.520kW (3)确定电动机的额定功率

6 - 卷筒效率取 0.96

Pd =0.520kw

Ped Ped

略大于

因载荷平稳,电动机额定功率 定功率为 0.55Kw。

Pd

即可。所以可以暂定电动机的额

Ped =0.55kw

3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nw=60×1000V/π D=60×1000×0.30/π ×280=20.44r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15,故电动机的转速的可选 范围为 nd=I’d×nw=(8~15)×25.5=163.52~306.6r/min

n w =109.2

r/min

无法选择合适的电动机,故这时在减速器和电动机之间加以传动比为 3 的 V 带,来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围 490.56~1450.8r/min 符合这一范围的同步转速只有 1000r/min。 设计计算及说明

2

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

结果

由上可见,电

动机同步转速只有 1000r/min,一种传动比方案 综合各方面因素选择电机方案,即选电动机型号为 Y1001L-6 机。 电动机的主要参数见下表 型号 额定功 率/kW 速 满载转 中心高 mm 寸 轴伸尺

nm (r/min)

Y80M24 0.75 940 1390 60*140 选 Y80M2-4 型 三、运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比:i=nm/nw=68 传送带的传送比 i=5 二级齿轮的减速器的传动比为 13.6 分配圆柱齿轮的传动比 i=4.53 锥齿轮传动比 i=3 电动机

1.计算各轴转速(r/min)

轴(1)是大带轮所连轴

n1 

1390  278 r / min 5 n1 278   92.6 r / min 3 3

n  =278

轴(2)是大锥齿轮所连轴

n2 

n n3  2  20 .44 r / min 4.53 轴(3)是大圆柱齿轮所连轴

2、各轴输入的功率 轴(1) 轴(2) 6

nⅡ

=92.

P 1 P d 6 1  0.560  0.92  0.98  0.505 kw P2  P 1 5 1  0.505  0.94  0.98  0.465 kw

nⅢ

=20.44r

3

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴(3)

P3  P2 1 4  0.465  0.97  0.98  0.442 kw

/min

3.计算各轴扭矩(N·m)

T1 

轴(1)

9550 P 1  9550  0.505  17.35 N  m n1 278 9550 P2 9550  0.465   47.96 n2 92.6

N m

PI

05kw

=0.5

T2 

轴(2)

PII

65 kw

=0.4

T3 

轴(3) 轴的数据

9550 P3 9550  0.442   206 .51 N  m n3 20.44

PIII

42 kw

=0.4

轴 轴(1) 轴(2) 轴(3)

转速(r/min) 278 92.6 20.44

功率(kw) 0.505 0.465 0.442

转矩(N  m) 17.35 47.96 206.51 结果

四、传动零件的设计计算 4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计(主要参照教材《机械设计(第八版) 》 )

已知输入功率为 PII =1.128kw 、小齿轮转速为 nⅡ =100.3r/min 、齿数比为 3.396。工作寿命 10 年(设每年工作 300 天) ,三班制,带式输送,工作平稳,转 向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度。 (GB10095-88) (2)材料选择 由《机械设计(第八版) 》表 10-1 小齿轮材料为 40Cr(调

质) ,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬 度相差 40HBS。 (3)选 小 齿 轮 齿 数 z1  24 , 则 大 齿 轮 齿 数 z2  3.396z1  95 初 选 螺 旋 角

  14 。

2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算

4

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

设计计算及说明

小齿轮: 40Cr(调 质) 280 HBS 大齿轮: 45 钢 (调 质) 240 HBS 7 级精度

结果

3

d1t 

2 K Ht T1 u  1 Z H Z E Z  Z 2  ( ) d u [ H ]

(1)确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 K Ht =1.3 2)查教材图表(图 10-30)选取区域系数 Z H =2.433

1

K Ht =1.3

Z H =2.433

3)

查教材表 10-6 选取弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 4)由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数 Z

Z E =189.8

 a =1.652

K

 1

=0.9

K  2 =0.95

5

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

 t  arctan(tan  n / cos  )  arctan(tan 20 / cos14 )  20.562  atl  arccos[z1 cos t /( z1  2han  cos  )] 

arccos[24 cos 20.562 /(24  2 1 cos14 )]  29.974

  

Hlim1  650

Mpa

Hlim2  550

Mpa

 at 2  arccos[z2 cos t /( z 2  2han  cos  )] 

arccos[ 95 cos 20.562 /(95  2 1 cos14 )]  23.430

 d =1

T=108N.m

   [ z1 (tan at1  tan t )] / 2

 [24 (tan29.974  tan 20.562 )  95 (tan23.430  tan 20.562 )] / 2  1.652

   d z1 tan  /   1 24 tan( 14 ) /   1.905  4   4  1.652 1.905 Z  (1    )    (1  1.905)   0.667 3  3 1.652

5)由式(10-23)可得螺旋角系数 Z   6)由教材公式 10-13 计算应力值环数 N 1 =60n 1 j Lh =60×100.3×1×(3×8×300×10)=1.35648×10 9 h N 2 =0.4341X10 9 h 7)查教材 10-19 图得:K  1 =0.93 K  2 =0.96

 H  =

553.75 MPa

COS   COS 14   0.985

8)查取齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1  600Mpa 9)由教材表 10-7 查得齿宽系数  d =1

Hlim2  550Mpa

V=0.255m/

10)小齿轮传递的转矩 T1 =95.5×10 × P2 / n2 =9550X1.128/100.3=108N.m 11)齿轮的接触疲劳强度极限: 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式 (10-12) 得:

5

结果

K HN 1 H lim1 =0.93×600=558 MPa S K  [  H ] 2 = HN 2 H lim 2 =0.96×550=528 MPa S

[ H ]1 = 许用接触应力为两者较小者 故:

[ H ]  [ H ]2  528MPa

(2)设计计算 1)按式计算小齿轮分度圆直径 d1t

3

d1t 

2 K Ht T1 u  1 Z H Z E Z  Z  2  ( ) d u [ H ]

6

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

=

2 1.3 10.8 10 4 119 2.433 189 .8  0.667  0.985 2  ( )  48.789 mm 1 95 528

2)计算圆周速度 V 

d1t n1  0.255m/s 60  1000  

3)计算齿宽 b 及模数 mnt

设计计算及说明

b=  d d1t =1X48.789=48.789mm

m nt =

d1t cos  48.789 cos14   2.221 mm Z1 24

h

m nt =2.221

4) 计算齿宽与高之比 b

齿高 h= 2.25mnt =2.25×2.221=5.0 mm

b

= 48.789 =9.76 h 5.0

b

h

=9.76

5) 计算纵向重合度   6) 计算载荷系数 K

  =0.318  d Z 1 tanβ =0.318X1X24tan14 =1.905

  =1.905

K H   K F

=1.4

系数 K A =1,根据 V=0.255m/s,7 级精度查图表(图 10-8)得动载系数

Kv =1.02

查教材图表(表 10-3)得齿间载荷分布系数 K H  K F =1.4 由教材图表(表 10-4)查得 K H  1 =1.30

K H  1 =1.30

查教材图表(图 10-13

)得 K F  1 =1.26 所以载荷系数

K F  1 =1.26

K  K A KV KH KH  =1.856

7) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1

d  dt 3

8) 计算模数 mn1

K = 48.789  Kt

3

1.856  54.94mm 1.3

d1 =54.94mm

d cos  54.94 cos14   2.221 mm mn = 1 Z1 24

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

mn1

mm

=2.221

7

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

由弯曲强度的设计公式 mn ≥ (1)确定公式内各计算数值 1)试取载荷系数

2 K FtT1Y Y cos2  YFYS ( ) 设计 d Z 21 [ F ]

ZV 1 =26.27

K Ft  1.3

2)根据纵向重合度   =1.905 查教材图表 (图 10-28) 查得螺旋影响系数 Y =0.88 3)计算当量齿数

3 Zv1  Z 1 cosβ =26.27

结果

设计计算及说明

3  ZV 2  Z2 / cos3   88/ 95/ cos 14 =103.99

ZV 2 =103.99

4)查取齿形系数 查教材图表(表 10-5) YF 1 =2.62, YF  2 =2.18 5)查取应力校正系数 查教材图表(表 10-5) YS 1 =1.6 , YS 2 =1.82 6)查教材图表(图 10-20c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限  F lim1 =500MPa ,大齿 轮弯曲疲劳强度极限  F lim2 =380MPa 。 7)查教材图表(图 10-18)取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.9 8)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式  F   [ F ] 1 = [ F ] 2 = K FN 2 =0.94

YF 1 =2.62

YF 2 =2.18

YS 1 =1.6

YS 2 =1.82

K FN 1 =0.9

K FN  FE 得 S

K FN 2 =0.94

K FN1 F lim1 0.9  500   321 .4 S 1.4

 FE1 =321.4

K FN 2 FF 2 0.94  380   255 .14 S 1.4

YF YS

 FE 2 =255.1

4

9)计算大、小齿轮的

 F 

,并加以比较

YF 1 FS 1 [ F ]1 YF 2 FS 2 [ F ]2

 

2.621.6  0.0130 321.4 2.181.82  0.0156 大齿轮的数值大.选用. 255.14

(2)设计计算 1)计算模数

8

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

mn 

2 1.3 10.8 10 4  0.681  0.778  cos 2 14  0.0156 mm  1.56 mm 1 24 2

2)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:

mn  mnt 3

KF 1.436  1.56 3  1.613 K Ft 1.3

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度 算得的分度圆直径 d 1 =54.94 mm来计算应有的齿数. 2)计算齿数 z1=

m n =1.56m

m

z 1 =27 z 2 =106 结果

54.94 cos14 =26.65 取 z 1 =27 mn

那么 z 2 =3.936×

27=106.27 取 z2 =106

设计计算及说明

4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=

( z1  z2 )mn (27  106 ) 2 = =137.072 mm 2  cos 14  2

cos 

将其圆整为 137mm

a=137mm

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

(Ζ1  Ζ 2 )m n ( 27  106 )  2  arccos  13.879  2α 2 137

 = 13.879 

因  值改变不多,故参数   , k  , Z h 等不必修正. (3)计算大.小齿轮的分度圆直径 d1 = d 1 =56 mm 取整为 56 d 2 =218 mm

B1  62

B2  56

z1mn 27  2  =55.624 mm cos  cos13.879

z 2 mn 106 2  =218.376 mm cos  cos13.879

d2 =

取整为 218

(4)计算齿轮宽度 B= d1  1 62mm  62mm

B2  56

B1  62

(5)结构设计 小齿轮(齿轮 1)齿顶圆直径为 60mm 采用实心结构 大齿轮(齿轮 2)齿顶圆直径为 222mm 采用腹板式结构其零件图如下

9

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

结果

图二、斜齿圆柱齿轮

设计计算及说明

4.2 直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版) 》 )

已知输入功率为 PI =1.199.kw 、小齿轮转速为 n  =313.33r/min 、齿数比为 3.125 由电动机驱动。工作寿命 10 年(设每年工作 300 天) ,三班制,带式输送, 工作平稳,转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)圆 锥 圆 锥 齿 轮 减 速 器 为 通 用 减 速 器 , 其 速 度 不 高 , 故 选 用 7 级 精 度 (GB10095-88) (2)材料选择 由 《机械设计 (第九版) 》 表 10-1 小齿轮材料可选为 40Cr (调质) , 硬度为 280HBS,大齿轮材料取 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬度相差 40HBS。 (3)选小齿轮齿数 z1  24,则大齿轮齿数 z 2  3.125 z1  75 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式:

z1  25

z 2  75

d1t ≥ 3

4 K Ht T1 Z Z  ( H E )2 2 R (1  0.5R ) u [ H ]

(1)、确定公式内的各计算值 1)试选载荷系数 K Ht =1.3 2)小齿轮传递的转矩 T1 =95.5×10 5 × P 1 / n1 =36.6KN.Mm 3)取齿宽系数  R  0.3 4)查图 10-21 齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1  600Mpa 大齿轮的

R  0.3

10

k t 1 =1.3

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 接触疲劳极限 Hlim2  550Mpa

1

5)查表 10-6 选取弹性影响系数 Z E =189.8 MPa 2 6)由教材公式 10-13 计算应力值环数 N 1 =60n 1 j Lh =60×313.33×1×(3×8×300×10)=1.35648×10 9 h N 2 =0.434×10 9 h 7)查教材 10-19 图得:K  1 =0.91 K  2 =0.92

KHN1  0.91 8)齿轮的接触疲劳强度极限:取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用公式(10-12) 得: K  2 =0.92

[ H ] 1 =

K HN 1 H lim1 =0.91×600=546 MPa S

[ H ]1 = 546 MPa

设计及设计说明

结果

[ H ] 2 = (2)设计计算 1)试算小齿轮的分度圆直径,带入  H  中的较小值得

K HN 2 H lim 2 =0.92×550=506 MPa S

[  H ] 2 =506

MPa

1.3  4  36600  189.8  2.

5  d1t  3   62.78mm  2  506  0.3  1  0.5  0.3  3.125

调 整 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 :

2

d1t =62.78mm

dm1  d1t (1  0.5R )  62.78 (1  0.3 0.5)  53.363mm

2)计算圆周速度 V

V=0.875m/s

V

d m1n1  0.875m/s 60  1000  

3)计算载荷系数 系数 K A =1,根据 V=0.875m/s,7 级精度查图表(图 10-8)得动载系数

Kv =1.05

查图表(表 10-3)得齿间载荷分布系数 K H  K F =1 根据大齿轮两端支撑,小齿轮悬臂布置得 KHβ  KFβ =1.320 得载荷系数 K  K A KV KH KH  =1.386 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,得 K=1.386

11

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3

d  dt 3

5)计算模数 M

K = 62.78 Kt

1.386  64.135mm 1.3

Mt =2.67mm

m

d1 64.135   2.67 mm z1 24

3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式:

3

m≥

4 KT1

R (1  0.5R )2 z12 u 2  1

YFaYSa

K=1.3335

 F 

(1)确定公式内各计算数值 1)计算载荷系数

K  K A KV KF KF  =1.3335

结果

2)

 1  arctan( 1 / u )  arctan( 24 / 75)  17.74  2  90  17.74  72.26

=25.2 Zv1  Z 1 cos  1

3)计算当量齿数

设计及设计说明

Zv2  Z 2

cos  2

=246.15

YF 1  2.65 YF 2  2.15 YS 1  1.58 YS 2  1.88

4)由教材表 10-5 查得齿形系数

YF 1  2.65

应力校正系数

YF 2  2.15 YS 2  1.88

YS 1  1.58

4) 由教材图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限  FE1  500MP a ,大齿轮的 弯曲疲劳强度极限  FE 2  380MP a 5) 由《机械设计》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.91 6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S  1.7 ,得 K FN 2 =0.92

 FE1  500MP a

 FE2  380MPa

K FN1 =0.91 K FN 2 =0.92

12

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

[ F ] 1 =

K FN1 FE1 0.91  500   267 .65 MPa S 1.7 K FN 2 FF 2 0.92  380   205 .65 MPa S 1.7

[ F ] 2 = 7) 计算大小齿轮的

YFa FSa ,并加以比较 [ F ]

YFa1FSa1 2.651.58   0.0156 [ F ]1 267.65 YFa 2 FSa 2 2.151.88   0.020 [ F ]2 205.65

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. (2)设计计算

3

M=1.325mm

m

取 M=2mm

1.3  36600 0.3  1  0.5  0.3 242 3.1252  1

2

 0.02m m  1.325m m

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,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力,取决于齿轮直径。按 GB/T1357-1987 圆整为标准 模数,取 m=2mm 但为了同时满足接触疲劳强度, 需要按接触疲劳强度算得的分度圆 直径 d 1 =64.135 mm来计算应有的齿数.

结果

计及设计说明

计算齿数 z 1 =

d1  33 m

取 1 z=33

那么 z 2 =3.125×33=104

z 1 =33

z 2 =104

4、计算几何尺寸 (1) d 1 = z1m  2  33 =66mm (2) d 2 = z2 m  2 104=208mm d 1 =66 d 2 =208

1  1736'16' '

d '' (3) 1  arccot 1  1736'16 d2

(4)  2  90  1  7223 43

'' ''

 2  7223'43' '

(5) b  d1R

 2 1

4

 d1R

3.1252  1  32.733 mm 4

圆 整 取

B2 =

13

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

B 1 =33mm

B2 =33mm

B 1 =33mm

(6) 机构设计 小锥齿轮(齿轮 1)大端齿顶圆直径为 95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮(齿轮 2)大端齿顶圆直径为 203mm 采用腹板式结构

图三、直齿锥齿轮

设计计算及说明 五、轴的设计计算 5.1 输入轴(I 轴)的设计

1、求输入轴上的功率 PI 、转速 n  和转矩 T Ⅰ

结果

PI =1.2 kw

n  =313.33r/min

T Ⅰ =36.6N.M

2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为

dm1  d ( 1 1  0.5R)  66 (1  0.5  0.3)  56.1mm

则 Ft  2T

dm1

 2  36600  1304 .81N 56.1

Ft=1304.8N Fr=452.67N

14

Fr  Ft.tan20 cos  1  452 .67 N F  Ft.tan20 sin 1  143 .65 N

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图二所示 Fa=143.65N

图四、输入轴载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设 计(第九版) 》表 15-3,取 A0  112 ,得

结果 设计计算及说明

dmin  A03 PI 1.2  1123  17.52mm nI 313.33

输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ,为了使所选的轴直径 d12 与联 轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca  KAT 2 , 查《机械设计(第九版) 》表 14-1,由于转矩变化很小,故取 KA  1.3 ,则

Tca  KAT 2 =1.3X36.6=47580N.Mm

查《机械设计课程设计》表 14-4,选 LT4 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 63N.m,而电动机轴的直径为 28mm 所以联轴器的孔径不能太小。取 d12 =28mm,半

d12 =28mm

15

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

联轴器长度 L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为 44mm。

4、轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案(见图五)

98 Lb La 图五、输入轴轴上零件的装配 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1) 为了满足半联轴器的轴向定位,12 段轴右端需制出一轴肩,查《机械设计》 书,故取 23 段的直径 d 23  32mm 。左端用轴端挡圈定位,12 段长度应适当 小于 L 所以取 L12 =58mm 2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆

锥滚子 轴承,参照工作要求并根据 d 23  32mm ,由《机械设计课程设计》表 13-1 中初步选取 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30307,其尺寸 为

d 23  32mm

L12 =58mm

d34  35mm

L 34 =22.75mm

结果

d  D  T  35mm  80mm  22.75mm 所以 d34  35mm 而 L 34 =22.75mm

设计计算及说明

这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程设计》表 13-1 查得 30307 型轴承的定位轴肩高度 d a  44mm ,因此取 d 45  44mm 3)取安装齿轮处的轴段 67 的直径 d 67  33mm ;为使套筒可靠地压紧轴承,56 段应略短于轴承宽度,故取 L 56 =21mm, d56  35mm 4)轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的 要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l  30mm ,取 L 23 =50mm。

d 45  44mm d 67  33mm

L 56 =21mm ,

d56  35mm

L 23 =50mm

L67  56mm

16

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 5)有《机械设计手册》得锥齿轮轮毂宽度为 1.2 d 67 =40mm,为使套筒端面可靠 地 压 紧 齿 轮 取 L67  56mm 由 于 Lb  2 La , 故 取 L45  109mm

L45  109mm

La  60mm, Lb  120mm

(3)轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按 d 67  33mm 由《机械设计(第九版) 》表 6-1 查得平键截面键宽 x 键高 b  h  10 mm  8mm , 键槽用键槽铣刀加工, 长为 45mm, 同时为保 证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H 7 ;同样,

n6

半联轴器处平键截面为 b  h  l  8mm  7mm  36 mm 与轴的配合为 H 7 ; 滚动

k6

轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的尺寸公差为 k5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2  45 ,轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。 5、求轴上的载荷(30307 型的 a=16.8mm。所以俩轴承间支点距离为 120mm 右轴 承与齿轮间的距离为 60mm。 ) (见图四) 载荷 支反力 F 弯矩 M 水平面 H FNH 1  652 .405 N 垂直面 V FNV 1  192 .76 N

FNH 2  1957 .215 N

FNV 2  645 .43 N

MH  78288 .6 N .mm

Mv 1  23131 .2 N .mm Mv 2  4029 .38 N .mm

结果

总弯矩

M 1  78288 .62  (23131 .22 )  81634 .3N  m m M 2  78288 .62  4029 .382  78392 .2 N  m m

扭矩 T

T Ⅰ =36.6N.M

设计计算及说明

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 7 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面,由上表中的数据及轴的单向 旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取   0.6 ,轴的计算应力为

17

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

ca 

23131 .22  (36600 X 0.6) 2 M 2  (TI ) 2   7.44MPa W 0.1 353

前已选定轴的材料为 45 钢(调质) ,由

《机械设计(第八版) 》表 15-1 查得

  1  60MPa, ca    1 ,故安全。

5.2 输出轴( III 轴)的设计

1、求输出轴上的功率 PIII 、转速 nⅢ 和转矩 TIII M=2.0mm

  13.879

PIII =1.083 kw

nⅢ =25.5r/min TIII =406.5N.M

2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为

Ft=3722.5.5 N Fr=1395.6N Fa=919.8N

d  mn z2 / cos   218.4mm

而 Ft  2T

d

 2  406500  3722 .5 N 218.4

Fr  Ft.tan20  cos  1395 .6N

F  Ft.tan   919,8N

圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图六所示

3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设 计(第九版) 》表 15-3,取 A0  112 ,得

d min  39.1mm

输出轴的最小直径为安装联轴器的直径 d12 ,为了使所选的轴直径 d12 与联轴器 的孔径相适应, 故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 Tca  KAT , 查 《机

设计计算及说明 结果

械设计(第九版) 》表 14-1,由于转矩变化很小

dmin  A03

Pv 1.083  1123  39.1m m ,故取 KA  1.3 ,则 nv 25.5

T

18

MH

Ma

MV

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

图六、输出轴的载荷图

Tca  KAT =1.3  406.5=528.45N.M

查《机械设计课程设计》 表 14-4 选 Lx3 型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250N.M 半联轴器的孔径 d 1  40mm ,所以取 d1 2  40mm,半联轴器长度 L=112mm,半联 轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。

d1 2  40mm

4、轴的结构设计 (1) 拟定轴上零件的装配方案(见图七)

l

l 图七、输出轴轴上零件的装配

l

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位,1 段轴左端需制出一轴肩,故取 2 段的

设计计算及说明 结果

直径 d 2  45 ,1 段右端用轴端挡圈定位,半联轴器与轴配合的毂孔长 度

l1  2  82mm d3  d7

L1  84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故 1 段

的长度应比 L1 略短些,现取 l 1  2  82mm 。 2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子

l3  27.25mm

19

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 轴承,参照工作要求并根据 d 2  45 ,由《机械设计课程设计》表 13-1 中初 步选取 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309,其尺寸为

d 4  54mm

d  D  T =45mmX100mmX27.25mm, d 3  d 7 =45mm,因而可以取

l 6  58mm

d 6  55mm

d 5  59

l5  10mm

l3  27.25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位,由《机械设计课程》表

13-1 查得 30309 型轴承的定位轴肩高度 d a  54mm ,因此取 d 4  54mm。 3) 齿轮

左端和左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为 62mm,为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 l 6

 58mm 齿轮

的轮毂直径取为 55mm 所以 d 6  55mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度

h  (2  3) R ,故取 h  4 ,则轴环处的直径为 d 5  59 。轴环宽度 b  1.4h ,

取 l5  10mm。 4) 轴承端盖的总宽度为 20mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的 要求,求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 l  30mm 故 l2  50mm 5) 齿轮距附近箱体内壁的距离为 a=16mm,大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm,在确定滚动轴承的位置时应距附近箱体内壁一段距离 s=8mm。可求 得 l 7  53.25mm, l 4  75.3mm (3)轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接,按 d6 由《机械设计(第九 版) 》表 6-1 查得平键截面 b  h  16mm  10mm ,键槽用键槽铣刀加工,长为 45mm,同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合 为

l 2  3  50mm

l7 

53.25mm

l 4  75.3mm

结果

设计计算及 87ll 说明

H 7 ;同样半联轴器与轴的连接,选用平键 12mm  8mm  70mm ,半联轴器与 n6

轴的配合为 H 7 ,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴

k6

的尺寸公差为 m5。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸

20

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 取轴端倒角为 2  45 ,轴肩处的倒角可按 R1.6-R2 适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定支点时查得 30309 型的支点距 离 a=21.3mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为 L1=56.95mm,L2=113.3mm。做 出弯矩和扭矩图(见图六) 。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面,算出其 弯矩和扭矩值如下: 载荷 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 水平面 H FNH 1  2481 .7 N 垂直面 V FNV 1  1053 .1N

FNH 2  1240 .8 N

FNV 2  342 .5 N

MH  141332 .8 N .mm

Mv 1  59974 .5 N .mm Mv 2  40468 N .mm

M  141332 .82  59974 .52 =153531.1N.mm

TIII =406.5N.M

6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取

  0.6 ,轴的计算应力

2 153531  (406600 X 0.6) 2 M 2  (TIII ) 2 =17.32mpa ca   W 0.1 553

前已选定轴的材料为 45 钢(调质) ,由《机械设计(第九版) 》表 15-1 查得

  1  60MPa, ca    1 ,故安全。

7、精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面

结果 设计计算及说明

由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大,从应力集中对轴的影响来 看,齿轮两端处过盈配合引起的应力集

中最为严重,且影响程度相当。但是左截 面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大,但应力集中不大,而且这里 轴的直径比较大,故也不要校核。其他截面显然不要校核,键槽的应力集中系数 比过盈配合的小,因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 (2)截面右侧校核 抗弯截面系数

W  0.1d 3  0.1 593  20537 .7mm3

21

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

.8mm 抗扭截面系数 Wt  0.2d  0.2  59  41075

3 3

3

截面右侧弯矩 M 

56.95  27 153531 .1  86133 .8 N .m 56.95

截面上的扭矩 T v =406.5N.M 截面上的弯曲应力

b 

截面上的扭转切应力

M 86133 .8   4.19 MPa W 20537 .7

T 

T3 406500   9.90MPa WT 41075 .8

1

轴的材料为 45 钢, 调质处理。 由表 15-1 查得  b  640 MPa 

 275MPa

1

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数  及  按 《机械设计 (第九版) 》

 155MPa

附表 3-2 查取。因

r 2 D 59   0.0339 ,   1.07 ,经插值后查得 d 59 d 55

  2.19

  1.31

q  0.85

又由《机械设计(第九版) 》附图 3-1 可得轴的材料敏感系数为

q  0.82

故有效应力集中系数为

k  1  q (  1)  1  0.82 (2  1)  1.82 k  1  q (  1)  1  0.85 (1.31 1)  1.26

由 《机械设计 (第九版) 》 附图 3-2 的尺寸系数   69 , 扭转尺寸系数   0.83 。 轴按磨削加工,由《机械设计(第九版) 》 附 图 3-4 得 表 面 质 量 系 数 为

    0.92

设计计算及说明

轴未经表面强化处理,即  q  1 ,则综合系数为 1.82

结果

22

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

1.91 1 2.80   1  2.86   0.69 0.92 k 1 1.46 1 1.26 1.61 K    1    1  1.85   0.83 0.92 K   1 

又取碳钢的特性系数为

k

1

  0.1

计算安全系数 Sca 值

  0.05

275 275 23 .44   2.80 X 4.19  0.1X 0  23.4 K  a   m 2.86  4.11  0.1 0 155  1 155  18.75 S   9 . 9 9.9  20.86 2.78  0.05X2.78 K  a   m 1.85 1.62X  2  0.05  2 2 2 S  S 23.4  20.86 23 .44 X 18.75 Sca   15.57  14 .6  S  1.5 2 22 S  ^ 2  S ^ 2 23.4 ^ 2  20.86 ^ 23.44  18.75 S 

1

故可知安全。 (3)截面左侧 抗弯截面系数

W  0.1d 3  0.1 553  16637 .5mm3

3 3 3

mm 抗扭截面系数 Wt  0.2d  0.2  55  33275

截面右侧弯矩 M 

56.95  27 X 141332 .8  74326 .9 N .m 56.95

截面上的扭矩 TIII =406.5N.M 截面上的弯曲应力

b 

截面上的扭转切应力

74326.9 M 102713 4.48

MPa   6.17 MPa W 16637.5

T 

406500 T  390920 12.22MPa   11.75 MPa WT 33275

结果

设计计算及说明 大锥齿轮:

功率 0.465kw

23

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

转速 转矩

92.6r/min 47.98 N  m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.1.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

Ft 3  2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

d  mz  55 .6mm

  13.879

结果

24

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

25

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

轴的计算应力

26

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000   29.71MPa W 0.1 303

 ca 

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.2. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.3. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

Tca  K AT3  13 206.51  268.46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75,

所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40.

27

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

大锥齿轮:

dm2=176.8m m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.3.1. 小斜齿轮

功率 转速 转矩

0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

2T2 2  47.96103 Ft 3    2368 .40N d3 40.5 Fr 3  Ft 3 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

d min  24.216 mm

结果

28

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

29

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

30

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的计算应力

 ca 

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000   29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.4. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.5. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

31

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Tca  K AT3  13 206.51  268.46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,

选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75, 所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40. 大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

功率 转速 转矩

0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

大锥齿轮:

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.5.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

Ft 3  2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

32

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

3 3

d min  A0

p1  112 n1

0.465  19.179m m 92.6

结果

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择 因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

33

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的受力分析

载荷 支反力 F 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N FNH 2  1338 .46N

52199N mm 76883N mm 47.96N m

F NV 1 250.78N FNV 2  550.822N

56447N mm

34

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴的计算应力

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000  ca    29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

1.6. 轴 3

功率 转速 转矩

0.442kw 20.44r/min 206.51 N  m

dm3  mz3  1.5 122  183mm

Ft 4  2T3 2 106.51103   2256 .94N d4 183 tan tan20  2256 .94  845.35N cos cos13.654

Fr 4  Ft 4

Fa 4  Ft 4 tan  2256 .94 tan13.654  548.3N

1.7. 轴 3 的设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.442  31.23m m 20.44

35

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

因 为 L1 段 是 与 联 轴 器 配 合 的 部 分 , 选 用 弹 性 联 轴 器 ,

Tca  K AT3  13 206.51  268.

46N  mm ,查课程设计表 14-4 可知,选用

LX2 弹性联轴器, 所以可选 d1=35mm, 查得 L1=42mm,查课程设计 GB/T 297-1994 , 选 用 30208 代 号 轴 承 , dXDXT=40X80X19.75, 所 以 d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。 因为 L3 是轴肩定位, 所以 d3=45mm,L3=40. 大斜齿轮的定位是采用轴环定位的,可选 d4=62mm,L4=9mm。由于大 斜齿轮的宽度是 42,L5=41mm,选 d5=50mm。

大锥齿轮:

功率 转速 转矩 0.465kw 92.6r/min 47.98 N  m

dm1  1  0.5R d1  1  0.5  0.3151 128.35mm

Ft 2  2T2 2  47.96103   747.33N dm2 128.35

Fr 2  Ft 2 tan cos 2  747.33 tan 20  cos71.68  85.498N Fa 2  Ft 2 tan sin  2  747.33 tan 20  sin 71.68  258.22N

1.7.1. 小斜齿轮

dm3  mz3  1.5  27  40.5mm

36

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Ft 3 

2T2 2  47.96103   2368 .40N d3 40.5 tan tan20  2368 .4   887.1N cos cos13.654

Fr 3  Ft 3

Fa 3  Ft 3 tan  2368 .4  tan13.654  575.340N

轴的结构设计与计算

3

d min  A0

p1  112 n1

3

0.465  19.179m m 92.6

结果

选的 L1 段轴承直径 d1=25mm,经查课程设计 GB/T 297-1994,选 用 30205 代号轴承,dXDXT=25X52X16.25,所以 L1=34mm=L5。因为大 锥齿的宽度 24mm,所以 L2=24,选 d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之 间使用轴环进行定位,所以 L3=10mm。小斜齿轮的宽度为 47mm,选 用 L4=44mm,d4=30mm。

键的选择

37

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

因为大锥齿轮的孔毂是 37mm ,所以查课程设计表 12-11 ( GB/T 1095-2003)查得需选用 bXh=10X8,因为 L1=24mm,键长 L=16mm。 斜齿轮的孔毂是 30mm,所以查课程设计表 12-11(GB/T 1095-2003)查 得需选用 bXh=10X8,因为 L1=44mm,键长 L=34mm。

轴的受力分析

载荷 支反力 F

水平面 H

垂直面 V

FNH 1  282.61N

F NV 1 250.78N

38

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

支反力 弯矩 总弯矩 扭矩

FNH 2  1338 .46N

52199N mm

FNV 2  550.822N

56447N mm

76883N mm 47.96N m

轴的计算应力

2 2 M 2  T1  74883  0.6  47.961000  ca    29.71MPa W 0.1 303

由于轴是 45 钢(调质) ,查得  -1   60MPa ,故安全。

轴承的校核

1.8. 输入轴 1 轴承校核 初步选择的滚动轴承为 0 基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208, 其尺寸为 dXDXT=40X80X19.75, 轴向力 Fa1  93.5N , e=0.37 , Y=1.6, X=0.9 载荷 支反力 F 支反力 水平面 H 垂直面 V

FNH 1  521.34N FNH 2  1338 .58N

F NV 1 316.74N FNV 2  164.13N

39

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 则

Fr1  521.34N Fr 2  1348 .6 N

Fr1 610.02   179.42N 2Y 2 1.7 F 1348 .6 Fd 2  r 2 

p 

4000  T3 4000  206 .51   118 MPa   p hld 10 14  50

 

故单键即可。

1.20. 校核联轴器处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  32 mm , 接 触 长 度

l1  32  10  22mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   134 MPa   p hld 8  22  35

 

故单键即可。

1.21. 输入轴键计算

(1)校核小带轮处的键连接 该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  6  6  28mm , 接 触 长 度

l1  28  6  22mm。则键联接的强度为:

46

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

4000 T0 p   hld

可。

4000 9550

0.56 1390  6.14MPa   p 6  2219

 

故单键即

1.22. 校核大带轮处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  18 11  45mm , 接 触 长 度

l1  45  18  27mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T1 4000 17.35   7.79 MPa   p hld 6  27  30

 

故单键即可。

1.23. 校核锥齿处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  6  6 12 mm , 接 触 长 度

l1  12  6  6mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T1 4000 17.35   96.38 MPa   p hld 6  6  20

 

故单键即可。

1.24. 校核大锥齿处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8 16 mm , 接 触 长 度

l1  16 10  6mm 。则键联接的强度为:

p 

4000  T2 4000  47.96   108 MPa   p hld 8  6  37

 

故单键即可。

1.25. 校核小斜齿轮处的键连接

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  34 mm , 接 触 长 度

l1  34  10  24mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T2 4000  47.96   33.31MPa   p hld 8  24  30

 

故单键即可。

结果

1.26. 校核大斜齿轮处的键连接

该 处 选 用 普 通平 键 尺 寸 为 b  h  l  16 10  30 mm , 接 触 长 度

l1  30  16  14mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   118 MPa   p hld 10 14  50

 

故单键即可。

1.27. 校核联轴器处的键连接

47

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

该 处 选 用 普 通 平 键 尺 寸 为 b  h  l  10  8  32 mm , 接 触 长 度

l1  32  10  22mm。则键联接的强度为:

p 

4000  T3 4000  206 .51   134 MPa   p hld 8  22  35

 

故单键即可。

齿轮采用浸油润滑,由《机械设计》表 10-11 和表 10-12 查得选用 100 号中 负 荷工业 闭式齿 轮油( GB5903-1995 ) , 油量大 约为 3.5L 。 当齿轮 圆周速度

v  12 m

/ s 时,圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽,圆柱齿轮一般浸入油的深

度为一齿高、但不小于 10mm,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。由于大 圆锥齿轮 v  4.28m / s  2m / s ,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承,并通过油槽 润滑其他轴上的轴承,且有散热作用,效果较好,当然也可用油脂润滑。密封防 止外界的灰尘、水分等侵入轴承,并阻止润滑剂的漏失。

十、减速器附件的选择

由《机械设计课程设计》选定通气帽为 M 36  2 ;油标为压配式圆形的油标 A20JB/T 7491.1-1995;外六角油塞及封油垫 M 20 1.5 ;箱座吊耳,吊环螺钉为螺 钉 GB825-88)M16;启盖螺钉 M8。

十一.减速器箱体结构尺寸

根据《机械设计课程设计》表 4-1 得, 壁厚取为 8mm,箱盖也为 8mm, 箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度分别为 12mm,12mm,20mm, 地脚螺栓直径为 18mm, 地脚螺栓数目 4 个;

48

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

轴承旁连接螺栓的直径 14mm, 箱盖与箱座连接螺栓的直径 10mm, 箱盖与箱座连接螺栓的间距 160mm, 轴承盖螺钉直径 7mm; 视孔盖螺钉直径 6mm; 定位销直径 7mm; 轴承旁凸台半径 22mm; 外箱壁至轴承底座端面距离 34mm; 大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 10mm, 齿轮端面与箱体内壁的距离 10mm, 箱盖与肋板厚 7mmm, 轴承端盖外径 115mm/115mm/120mm; 2、选择 V 型带轮 根据、nm 由图 8-11 选用 Z 型带; 1)、初选小带轮直径 dd1 由 表 8-7 、 8-9 小带轮基准直径 dd=50mm, 则小带轮直径初选为 dd1=90mm 2) 、验算带速 (5﹤v﹤25m/s)带速符合要求。 3) 、计算大带轮基准直径 由得、查表 8-9 得 4、确定 V 带中心距 a 和基准长度 Ld

结果

49

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

根据式 0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得 326.9mm≤a0≤934mm 1)初定 a0=400mm; 2)计算所需基准长度 Ld0 2a0+ ≈

2

(d d 1  d d 1 ) 

 (355 112) (d d 2  d d 1 ) 2 =[2  400  (112 355)  ] 2 4  400 4a0

2

=1534mm。查表 8-2 得基准长度 Ld0=1540mm; 3)根据式 a= a0  根据变动范围 amin=a-0.015Ld=400-0.015*1540=376.9mm amax=a+0.03Ld=400+0.03*1540=446.2mm 根据上式得初选得到的 a0 是符合要求的。 5、验算小带轮的包角

Ld  Ld 0 1540  1534  (500  )  403 mm 2 2

1  180   (d d 2  d d 1 )

57.3 57.3  180   (355  112 )  145   120  a 403

6、计算带数 z 1)计算单根 V 带的额定功率 Pr 根据 n1=940r/min, i=3 和 z 型带查表 8-5 得ΔP=0.03kw 查表 8-6 得 Kα =0.91 , 查 表 8-2 得 KL=1.54 。 则 Pr=(P0+ Δ P) 〃 K

α〃KL=(0.28+0.02)*0.91*1.54=0.42kw 2)计算 V 带的根数 z

50

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

Z=

1 .5 0.42

所以 z=4 根

7、计算单根 V 带

初拉力 F0 查表 8-31 得单位长度质量 q=0.06kg/m 根据

8、计算压轴力 根据 dd1=112mm dd2=355mm z=4 根 Ld0=1534mm a=403mm

十二、设计小结

本次课程设计涉及面非常广泛,广泛涉猎各方面知识。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械原 理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、 《工程材料》、《机械设计课程设计》等于一体。

设计计算及说明

十三、参考文献

1、《机械设计(第八版)》濮良贵,纪名刚主编 高等教育出版社 2、《机械设计课程设计》金清肃主编 华中科技大学出版社 3、《机械原理》朱理主编 高等教育出版社 4、《工程制图》赵大兴主编 高等教育出版社 5、 《材料力学》刘鸿文主编 高等教育出版社 6、 《机械设计手册) 》 机械设计手册编委 机械工业出版社 7、 《机械制图实例教程》 钟日铭主编 清华大学出版社 8、 《互换性与测量技术基础》 徐学林主编 湖南大学出版社 9、 《金属机械加工》 赵如福主编 上海科学技术出版社 10、 《减速器和变速器》机械设计手册编委 机械工业出版社

51

机械设计课程设计:二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

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