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
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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
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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 YFYS ( ) 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
2.621.6 0.0130 321.4 2.181.82 0.0156 大齿轮的数值大.选用. 255.14
(2)设计计算 1)计算模数
8
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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
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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 0.5R ) 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 0.5R ) 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 0.5R )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 2.651.58 0.0156 [ F ]1 267.65 YFa 2 FSa 2 2.151.88 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
设
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 1736'16' '
d '' (3) 1 arccot 1 1736'16 d2
(4) 2 90 1 7223 43
'' ''
2 7223'43' '
(5) b d1R
2 1
4
d1R
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 0.5R) 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2219
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 YFYS ( ) 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
2.621.6 0.0130 321.4 2.181.82 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 0.5R ) 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 0.5R ) 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 0.5R )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 2.651.58 0.0156 [ F ]1 267.65 YFa 2 FSa 2 2.151.88 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
设
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 1736'16' '
d '' (3) 1 arccot 1 1736'16 d2
(4) 2 90 1 7223 43
'' ''
2 7223'43' '
(5) b d1R
2 1
4
d1R
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 0.5R) 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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 47.961000 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 2 106.51103 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 0.5R d1 1 0.5 0.3151 128.35mm
Ft 2 2T2 2 47.96103 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 47.96103 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
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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 47.961000 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
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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:
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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 2219
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
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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;
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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
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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
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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
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