二級直齒圓柱齒輪傳動設計

機械設計課程設計說明書設計題目：二級直齒圓柱齒輪傳動設計 1 速箱原始數(shù)據(jù)及傳動方案的選擇 5 十三.參考文獻 46 低速軸系統(tǒng)框圖二前言從而選擇出最符合實際情況的一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置。3三減速箱原始數(shù)據(jù)及傳動方案的選擇傳動裝置總體設計的目的是確定傳動方案、選定電機型號、合理分配傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)，為計算各級傳動件準備條件。由于我們的實驗的要求較高，電機輸入的最高轉速較大，為了減少成本，降低對電機的要求，同時能夠滿足減震器試驗臺的正常工作，我們對減震器采用這樣的方案:變頻電機通過帶輪的傳遞，到達第一對嚙合齒輪，為了讓減速器具有變速功能，我們使第二對嚙合齒輪為功試驗、耐久試驗。所以對整個傳遞要求較高。所以第一、二根軸;兩端采用角接觸球軸承，第三根軸采用一頭用角接觸球軸承另一頭采用普通調心球軸承。注意點是使用這個傳動方案應保證工作可靠，并且結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護便利。減速器設計二級圓柱齒輪減速器傳動比一般為8~40，用斜齒、直齒或人字齒，結構簡單，應用廣泛。展開式大齒輪直徑接近有利于浸油潤滑，軸線可以水平、上下或鉛垂布置，如圖：圖中展開式又可以有下面兩種，如下所示：根據(jù)材料力學(工程力學)可以算出在相同載荷作用下，a方案優(yōu)先于b方案，∴最終選a4y=l9FX(LX)(L+l=l116EILFFXl(LX)(L+l)11L6EILZZ6EI275ZF6EIZy=l92BFX(LX)(L+l2B=l226EILFFXl(LX)(L+l)6EILZF94182(27594)(173+182)Z6EI275ZZ四電動機的選擇計算合理的選擇電動機是正確使用的先決條件。選擇恰當，電動機就能安全、經(jīng)濟、可靠地運行；選擇得不合適，輕者造成浪費，重者燒毀電動機。選擇電動機的內容包括很多，例如電壓、頻率、功率、轉速、啟動轉矩、防護形式、結構形式等，但是結合農(nóng)村具體情況，需要選擇的通常只是功率、轉速、防護形式等幾項比較重要的內容，因此在這里介紹一下電動機的選擇方法及使用。1.電動機選擇步驟電動機的型號很多，通常選用異步電動機。從類型上可分為鼠籠式與繞線式異步電動電動機的功率不能選擇過小，否則難于啟動或者勉強啟動，使運轉電流超過電動機的選擇電動機功率時，還要兼顧變壓器容量的大小，一般來說，直接啟動的最大一臺鼠籠式電動機，功率不宜超過變壓器容量的1/3。速的選擇避免傳動損失，又可以節(jié)省占地面積。若一時難以買到合適轉速的電動機，可用皮帶傳動進行變速，但其傳動比不宜大于3。等。異步電動機的轉速一般要低2%~5%，在功率相同的情況下，電動機轉速越低體積越大，價格也越高，而且功率因數(shù)與效率較低；高轉速電動機也有它的缺點，它的啟動轉矩較小而啟動電流大，拖動低轉速的農(nóng)業(yè)機械時傳動不方便，同時轉速高的電動機軸承容易機型號的確定根據(jù)已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電動機。==6資料可得：選取?1=0.99—彈性柱銷聯(lián)軸器?2=0.97—6級精度齒輪的效率?4=0.938—滾動滾子軸承的效率料可得：取i=8~60轉矩)堵數(shù)轉轉矩kw五軸的設計與校核最小軸徑處有鍵槽最小直徑為安裝聯(lián)軸器外半徑，取KA=1.7，同上所述已選用TL4彈性套柱聯(lián)軸器，軸孔半徑聯(lián)軸器用鍵：圓頭普通平鍵。d*D*T=25*62*18.25取小軸徑處有鍵槽第二軸的設計設設計計算與說明1.擇軸的材料確定許用應力取σ=600MPa,[σ]=95MPa。b0b2、按扭轉強度，初估軸的最小直徑結果P=6.914KNN=71.62r/minPd≥C3=35.7mmN由于鍵槽的存在,應增大軸頸以考慮其對軸強度的影響到1.確定齒輪和軸承的潤滑計算齒輪圓周速度v=小齒輪的速度=1.2m/s齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑。2.軸得初步設計軸向固定采用軸肩與套筒相配合實現(xiàn)，軸采用階梯軸的結構來實現(xiàn)零件d=37.5㎜m/s3.軸的結構設計`各軸段軸向長度的確定；(3)其它尺寸(如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等)的確定。a)徑向尺寸的確定1d起定位固定作用，定位軸肩高度h可在(2~3)C(C為聯(lián)軸器內2min21=39.5mm,按軸的標準直徑系列取d=40mm。d與齒輪內徑相配合，23取d=44mm，d為軸肩直徑，起定位作用，同理，按軸的標準直徑系34列，取d=48mm，d=d=44mm452b)軸向尺寸的確定軸段長L=55mm。L與軸承相配合，查軸承寬度B=20mm，,密21封圈長10mm,于是取L=30mm。L與齒輪配合，取L=55。2334.軸的強度校核1)計算齒輪受力齒輪切向力:F==7.32KNtd2t徑向力:FFtantan0=2.664KNrt軸向力:F=Ftanβ=1.96KN?t2)計算支承反力及彎矩(a)水平面上FF=F=t=3.66kNAHBH2LC點彎矩M=F=3.66×140÷2=256.2KN.㎜CHAH2(b)垂直面上d=37.51㎜d=40mm2d=44mm3d=48mm4d=44mm5L=55mm1L=30mm2L=55mm3L=10mm4L=30mm5=95MPad=252tmmdd140F根+F根F=?2r2=3.096KNAr140F=F_F=0.432KNBrAyrLC點彎矩：M=F根=216.72kN.㎜CyAy2(c)求合成彎矩MC=M2+M2=335.57kN.㎜M'=M2+(?T)2=609.61KN.㎜CCH所以,d之3C=40.03㎜C完考慮到鍵,所以d㎜C㎜,強度足夠.如所選超凡直徑和鍵連接等計算后壽命和強度均能滿足,則該軸的結構設計無須修改。F=2.664KrNF=1.96KN?0.92193×由于減速器中，最容易出現(xiàn)損壞的軸為高速軸，故在進行軸的校驗的時候，只需對高速軸進行校六聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器是將兩軸軸向聯(lián)接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統(tǒng)的振動、降低沖擊尖峰載荷，聯(lián)軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯(lián)軸器有時也兼有2聯(lián)軸器的類型特點剛性聯(lián)軸器：剛性聯(lián)軸器不具有補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，也不具有緩沖減震性能；但結構簡單，價格便宜。只有在載荷平穩(wěn)，轉速穩(wěn)定，能保證被聯(lián)兩軸軸線相對偏移極小的情況下，才可選撓性聯(lián)軸器：具有一定的補償被聯(lián)兩軸軸線相對偏移的能力，最大量隨型號不同而異。反轉時，有沖擊噪聲。適用于低速、重載、轉速平穩(wěn)的場合。非金屬彈性元件的撓性聯(lián)軸器：在轉速不平穩(wěn)時有很好的緩沖減震性能；但由于非金屬(橡膠、尼合變化較大及高溫或低溫場合。安全聯(lián)軸器：在結構上的特點是，存在一個保險環(huán)節(jié)(如銷釘可動聯(lián)接等)，其只能承受限定載荷。當實際載荷超過事前限定的載荷時，保險環(huán)節(jié)就發(fā)生變化，截斷運動和動力的傳遞，從而保護機器的其余部分不致?lián)p壞，即起安全保護作用。起動安全聯(lián)軸器：除了具有過載保護作用外，還有將機器電動機的帶載起動轉變?yōu)榻瓶蛰d起動的3聯(lián)軸器的選用聯(lián)軸器選擇原則：裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯(lián)軸器；環(huán)境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯(lián)軸器；4聯(lián)軸器材料用雙排鏈時，銷軸受剪力，承受沖擊能力較差，銷軸與外鏈板之間的過盈配合容易松動。在高速輕載場合，宜選用較小鏈節(jié)距的鏈條，重量輕，離心力小；在低速重載場合，宜選用較大鏈節(jié)距的鏈條，以便Y,J,J1,ZL、L120-4230-528-6244-8260-11284-11284-14284-142g3698.4425.8LL----7.0.6TLTLTLTLTLTLTLTLTLTL10TL11TL12TL13----TLL1TLL2TLL3TLL4TLL5TLL6TLL7TLL8TLL9軸孔直徑d1，d2，dz9-1420-2825-35-4240-4845-6350-7160-9580-110公稱轉矩N.m00000----00/630B----10/265DAS3344555668TCA=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M七圓柱齒輪傳動設計和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結構緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需專用機床和設備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。按齒線相對于齒輪母線方向分：直齒，斜齒，人宇齒，曲線齒閉式傳動，形式傳動，半形式傳動漸開線齒，擺線齒，圓弧齒2.齒輪傳動的主要參數(shù)與基本要求齒輪傳動應滿足兩項基本要求:1)傳動平穩(wěn);2)承載能力高。主要參數(shù)—基本齒廓。漸開線齒輪輪齒的基本齒廓及其基本參數(shù)見表12．2或查閱機械設計手冊。?！獦藴誓?shù)m：①斜齒輪及人宇齒輪取法向模數(shù)為標準模數(shù)，錐齒輪取大端模數(shù)為標準模數(shù)。②標準中優(yōu)先采用第一系列，括號內的模數(shù)盡可能不用。輪的位置移動某一徑向距離(通稱變位量)后切制的齒輪，x性x1=-x2稱為“高度變位”，此時，傳動的嚙合角等于分度圓壓力角，分度圓和節(jié)圓重合，中心距等于標分度圓和節(jié)圓不再重合。精度等級的選擇個精度等級的各項公差相應分成三個組：第Ⅰ公差組、第Ⅱ公差組和第Ⅲ公差組。齒輪傳動的失效形式齒輪傳動的失效形式主要有輪齒折斷和齒面損傷兩類。齒面損傷又有齒面接觸疲勞磨損(點蝕)、膠合、磨粒磨損和塑性流動等。減速器中齒輪分布如圖所示，齒輪的傳動形式一般有：計面接觸疲勞強度校核公式進行校核。開式齒輪傳動，將計算所得模數(shù)加大10%-15%(考慮磨損影響。傳遞動力的齒輪模數(shù)一般不小于1.5-2mm(以防意外斷齒)。計算時先按齒面接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪直徑d和接觸齒寬b，再用齒根1彎曲疲勞強度校核公式進行校核。硬齒面閉式齒輪傳動計算時先按齒根彎曲疲勞強求出模數(shù)m和接觸齒寬b，再用齒面接觸疲勞強度校核公式進行校核。方法二不論軟硬齒面都分別按彎曲疲勞強度設計公式求出模數(shù)m,按接觸疲勞強度設計公式求出小齒輪分度圓直徑相比，這樣設計出的齒輪傳動，既剛好滿足接觸疲勞強度，又剛好滿足彎曲疲勞強度，所以結構緊湊，避免浪費。輪參數(shù)計算大齒輪45#鋼(調質)硬度240HBs；(硬度差40HBs)材料選擇：高速級斜齒輪、圓柱齒輪傳動的設計計算(1)選擇精度等級、材料及齒數(shù)i'－i高高高i=i高高(2)按齒面接觸強度設計(以下公式、表、圖均出自《機械設計》)H①試選載荷系數(shù)kt=1.6②查閱資料可得，選取區(qū)域系數(shù)zH=2.433③查閱資料可得，c=0.78,c=0.87,a1a2則：=+=0.78+0.87=1.6511④查閱資料可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=560Mpa，大齒輪的接觸疲勞強Hm11度極限=531Mpa⑤查閱資料可得，選取持寬系數(shù)=1d⑦查閱資料可得，計算應力循環(huán)次數(shù)⑨計算接觸疲勞許用應力H1sH2s(3)計算小齒輪分度圓直徑dtHH1H2①d1t=33()2=29mm②計算圓周速度齒寬b及模數(shù)mnt1④計算縱向重合度d1⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，t1(3)按齒根彎曲強度設計1aF確定計算參數(shù)①計算載荷系數(shù)②根據(jù)縱向重合度ε＝1.665，查閱資料可得，螺旋角影響系數(shù)βY=0.90β③計算當量齒數(shù)zr1=z1zr2=z2FE1FE2⑧計算彎曲疲勞許用應力F1s1.4F2s1.4⑨計算大、小齒輪的YY并加以比較FF1F2設計計算mmF2對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，mn＝2，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=29(4)幾何尺寸計算①計算中心矩②按圓整中心矩修正螺旋角因β值改變不多，故參數(shù)ca、kb、zH等不必修正。③計算大、小齒輪的分度圓直徑④計算齒輪寬度b=0d=1×29=29mmd1低速級斜齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算(1)選精度等級、材料及齒數(shù)①材料及熱處理仍按高速級的選?、诰冗x7級精度低i低i低高i=3.84高④選取螺旋角，初選螺旋角β＝14°(2)按齒面接觸強度設計daH?1?2??1?2④查閱資料可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：(=620MPa，大齒輪的接觸疲dE3nn41H3S1H4SHH1H2②計算圓周速度s寬b及模數(shù)mntd13④計算縱向重合度ebd1bHbdd查閱資料可得K=1.32Hb查閱資料可得K=K=1.2HaFaAVHPHa⑥實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，查閱資料可得tnz1(2)按齒根彎曲強度設計，2kTYcos2bYYd1aF確定計算參數(shù)①計算載荷系數(shù)AVFPFb②根據(jù)縱向重合度e＝1.506，查閱資料可得螺旋角影響系數(shù)Y＝0.88。bb③計算當量齒數(shù)Z=Z1=18=20.6Z=Z2=70=77Fa3Fa4⑤查取校正系數(shù)MPa(=380MPaFE1FE2FN1FN2⑧計算彎曲疲勞許用應力大齒輪的數(shù)值大(3)設計計算F2n對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取334344f44n4(4)幾何尺寸計算①計算中心距②按圓整后的中心距修正螺旋角 因β值改變不多，故參數(shù)、K、Z等不必修正。H③計算大小齒輪的分度圓直徑d3n47.42d3n47.42mm d4nd4n179.38mm④計算齒輪寬度d3高速級齒輪傳動ha1n1annannnXn＝0；t1tna11aa22ab11tb22tf1nannnf11ff22f12低速轉齒輪傳動ntnhm(hX)212；anannf2n2annna33a2a4a2f33f2f44f2b33tb44t34八軸承的設計及校核組保持架，一組鋼球組成。其結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)最普遍，應用最廣泛的一類軸承。該類軸承主要用來承受徑向負荷，但也可承受一定量的任一方向的軸向負荷。當在一定范圍內，加大軸承的徑向游隙，此種軸承具有角接觸軸承的性質，還可以承受較大的軸向負荷。深溝球軸承裝在軸上以后，可使軸或外殼的軸向位移限制在軸承的徑向游隙范圍內。同時，當外殼孔和軸(或外圈對內圈)相對有傾斜時，(不超過8~—16~根據(jù)游隙確定)仍然可以正常地工作，然而，。深溝球軸承與其它類型相同尺寸的軸承相比，摩擦損失最小，極限轉速較高。在轉速較高不宜采用推力球軸承的情況下，可用此類軸承承受純軸向負荷。如若提高其制造精度，并采用膠木、青銅、硬鋁等材質的實體保持架，其轉速還可提高。內徑內徑d外徑D寬度B倒角r額定負荷kN鋼球極限轉速rpm重量mminchmminchmminchmminch動態(tài)靜態(tài)數(shù)量大小油脂油kg5.196919.78406.23620.3.0122.340.88592.38134000400000.008011.4331076.350000.053112.47240.206000.060213.51187.082314.5512578.731.11542.047215.590679.525.14452.440917.6693.2070.219362.834619.74801.10.43.708000.34987.149621.8268080000.45428.543323.905540.50.0080.63949.937025.984300800.836304.3307271.06302.0008400深溝球軸承結構簡單，使用方便，是生產(chǎn)批量最大、應用范圍最廣的一類軸承，主要用以承受徑向負荷。當軸承的徑向游隙加大時，具有角接觸球軸承的性能，不承受加大的軸向負荷。此類軸承摩擦系數(shù)小，震動、噪聲低,極限轉速高。不耐沖擊，不適宜承受較重負荷。深溝球軸承一般采用鋼板沖壓浪形保持架，也可采用工程塑料、銅制實體保持架。密封軸承內部根據(jù)不同的使用環(huán)境可添加相應的軸承專用潤滑脂?？纱笈康纳a(chǎn)外徑小于260mm的普通級深溝球軸承。應用于各類汽車的變速箱、發(fā)動機、水泵等部位，并適合其它各種機械上采用。根據(jù)用戶的要