JSQ2012001二级圆柱斜齿轮减速器设计.doc

JSQ2012001二级圆柱斜齿轮减速器设计【F=10KW n=1460r-min i=12.5】【说明书+CAD】

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内容简介:
内蒙古工业大学学报JOURNALOFINNERMONGOLIA第22卷第2期POLYTECHNICUNIVERSITYVOL22NO22003CI|10015167200302015304INNERMONGOLIAPOLYTECHNICUNIVERSITYDEPARTMENTOFMECHANICALENGINEERINGTHE11THSINOPOLISHCONFERENCEONCADINMACHINERYHUHHOT,CHINA,OCTOBER2002ZHANGYECOLLEGEOFMECHANICALENGINEERING,INNERMONGOLIAPOLYTECHNICUNIVERSITY,HUHHOT,010062THREEDIMENSIONALENTITYMODELANDMOVEMENTEMULATIONOFREDUCERBASEDONUGPLANEABSTRACTTHISARTICLEINTRODUCESTOMODELINGFORREDUCERWITHTHREEDIMENSIONALENTITYBYMOSWLINGMODULEINTHELATESTEDITIONUGNXOFUGSOFTWARE,WHICHMAINLYCONCERNWITHMODELOFTHEMAINCOMPONENTSSUCHASSHAFT,GEAR,GEARSHAFT,MOUNTANDCOVERANDCOMPLETECORRESPONDINGASSEMBLYTHEN,CARRYOUTMOVEMENTEMULATIONFORALLTHEASSEMBLYWITHMOTIONMODULEKEYWORDSUGTHREEDIMENSIONALENTITYMODELREDUCEREMULATIONUGISTHREEDIMENSIONALENTITYMODELPLANEWHICHINTEGRATESCAD/CAM/CAE,ANDISCOMPUTERAIDEDDESIGN,ANALYSISANDMANUFACTURESOFTWAREWHICHISUSEDWIDELYINTHEWORLDTHEREARESEVERALPROBLEMSSHOULDBEPAIDATTENTIONTOINTHISARTICLEINVOLUTESTOOTHPROFILEMODELOFGEARTEETH,HOLLOWINGOPERATIONOFCOVERWHENMODELING,LOCATIONBETWEENGEARSHAFTANDGEARWHENASSEMBLING1PLOTTINGINVOLUTESTOOTHPROFILEOFGEARTEETHINVOLUTESTOOTHPROFILEOFGEARTEETHCANBEPLOTTEDWITH“EXPRESSION“INUGQ3RONTHEOTHERHAND,THISARTICLEPROGRAMFORINVOLUTESTOOTHPROFILEOFGEARTEETHWITHVC60ANDSAVECOORDINATEVALUEOFTOOTHPROFILESURFACEINCORRESPONDINGDATAFILE,ANDPLOTINVOLUTESTOOTHPROFILEOFGEARTEETHUSING“READPOINTFROMFILE“INSPLINEWITHTHEDEFINEDPOINTPOLARCOORDINATESPARAMETEREQUATIONOFINVOLUTESISQ4RRKRBCOSNULLKNULLKINVNULLKTGNULLKNULLKMAKERKANDNULLKGOTOXKRKCCOSNULLKYKRKCSINNULLKANDSPREADWITHTRIGONOMETRICEXPRESSIONS,CANGETXKRBCQCOSNULLKNULLKNULLKNULLKCSINNULLKNULLKRYKRBCQSINNULLKNULLKNULLKNULLKCCOSNULLKNULLKRHERERKISRADIUSOFINVOLUTESTOOTHPROFILEATKPOINT,NULLKISANGLEOFINVOLUTESATAKSEGMENT,RBISBASERADIUSANDNULLKISPRESSUREANGLEATKPOINTFIG1FIG2PROGRAMWITHVC60ANDCHANGENULLKNULLKFROM0TO180,CANGETCORRESPONDINGXKANDYK,ANDSAVETHEMINCORRESPONDINGDATAFILEJKXDATTHERESULTSLIKEFIG1INSERTCURVESPLINEINUGMAINMENU,CLICK“THROUGHPOINTS“BUTTONAFTERSHOWINGDIALOGUE,THENTHESYSTEMSHOWDIALOGUESPLINETHROUGHPOINTSLIKEFIG2CLICK“POINTSFROMFILE“BUTTONANDSELECTBEFOREMENTIONEDDATAFILEJKXDAT,CANGETCORRESPONDINGINVOLUTESLIKEFIG3FIG3154V2003MBECAUSETOOTHTHICKNESSANDTOOTHSPACEWIDTHOFREFERENCECIRCLEISEQUALITY,THEOPPOSITECENTERANGLEOFGEARTEETHANDTOOTHSPACEISEQUALITY,THENTHEOPPOSITECENTERANGLEOFHALFTOOTHTHICKNESSIS12C3602Z,VIZ90Z,HEREZISNUMBEROFTEETHXCAXISSHOULDBEROTATEDNULLK90ZANDMAKETHEABOVENULLKEXPRESSIONGOTO,CORNERISTGNULLKNULLK90ZBECAUSEOFTHEPRESSUREANGLEOFREFERENCECIRCLEOFSTANDARDGEARIS20,SOXCAXISSHOULDBEROTATEDTG202031415926/1803141592618090ZPLOTALINEATXCAXIS,ANDSELECTTHELINEASCENTEROFMIRRORANDMIRRORINVOLUTESWITH“EXISTINGLINE“IN“MIRRORTHROUGHALINE“THERADIUSOFTHEANGLEBETWEENTOOTHPROFILESURFACEANDROOFISCCM1SINNULLI,HEREMISMODULE,NULLIISNOMINALPRESSUREANGLE,CISBOTTOMCLEARANCECOEFFICIENTQ2RATLAST,CANGETTHREEDIMENSIONALENTITYMODELOFGEARWITHTRIPPING,CORNERINGANDSTRETCHINGLIKEFIG4FIG4ATTHESAMEMETHOD,CANGETGEARTEETHINVOLUTESTOOTHPROFILEOFGEARSHAFT2SOMEPROBLEMSSHOULDBEPAIDATTENTIONTOWHENMODELINGCOVERHOLLOWCOVERAFTERCOMPLETINGTHEWHOLEMODELOFCOVER,CANGETPARTIALENTITYANDCANTGETTHEPERFECTFULLENTITYHERE,WEUSE“REGION“IN“HOLLOW“ANDCHANGECOVERINTOTWOPARTSBEARINGSEAT,PROTUBERANTLEVELANDBOARDINGBODYWHICHISCONNECTWITHMOUNTISONEPART,THEOTHERISANOTHERPART,ANDHOLLOWSEPARATELYTHEKEYPOINTISTHETWOPARTSCANNOTUNITEBEFOREHOLLOWINGANDMUSTBEUNITEDAFTERHOLLOWINGWETHINKTHECOMPLICATEDBODYSHOULDBEDISINTEGRATEDINTOSIMPLEBODIESANDBEHOLLOWEDSEPARATELY,THENUNITE1552ZHANGYETHREEDIMENSIONALENTITYMODELANDMOVEMENTEMULATIONLL3LOCATIONOFGEARSHAFTANDGEARWHENASSEMBLINGAXIALLOCATIONBETWEENGEARANDGEARSHAFTISNOTCONFIRMEDWHENTHEYAREASSEMBLEDONMOUNT,SOINTERVENINGCANHAPPENAMONGGEARTEETHTHEREAREEIGHTTYPESRESTRICTIONINUGQ1R,SUCHASMATE,ALIGN,ANGLE,PARALLEL,PERPENDICULAR,CENTER,DISTANCEANDTANGENT,BUTTHEYALLCANNOTSETUPMATINGRELATIONOFTWOGEARSTHEREFORE,ITISNECESSARYTOPLOTCORRESPONDINGLOCATIONSURFACEDURINGTHECOURSEOFENTITYMODELOFGEARSHAFTANDGEARSHEREWEPLOTCENTERLINEOFTOOTHSPACEOFGEARSHAFTANDCENTERLINEOFGEARTEETHANDTHETWOLINESSHOULDBEKEPTPARALLELEACHOTHERDURINGTHECOURSEOFASSEMBLY,SOTHEINTERVENINGAMONGTEETHCANBEAVOIDEDWEKEEPTHEABOVETWOLINESSEPARATELYPARALLELWITHFRINGELINESOFMOUNTWITHPARALLELRESTRICTIONRELATION,SOTHETWOLINESMAYBEPARALLELMORETHEREBY,GEARTEETHCANNOTINTERVENEDURINGTHECOURSEOFENGAGEMENTWECOMPLETETHREEDIMENSIONALENTITYMODELOFTHEMAINCOMPONENTSOFREDUCERTHEN,WEMAKEMOVEMENTEMULATIONFORITFIRST,ESTABLISHMOVEMENTANALYSISCASE,ANDGEARSHAFTANDBEARINGINSIDETRACKISLINK1,ANDSHAFT,GEAR,FIXEDDISTANCELOOPANDCORRESPONDINGBEARINGINSIDETRACKISLINK2THEN,SETUPJOINTFORMOVEMENTUNIT,NAMELYSETUPREVOLUTEBETWEENGEARSHAFTANDGEARSEPARATELYATLAST,SETUPCOMPOUNDGEAROFREVOLUTE1AND2SELECTKINEMATIC/DYNAMICANALYSISINANIMATION,ANDINPUTTIMEANDSTEP,WECANMAKEMOVEMENTEMULATIONFORREDUCERREFERENCE1GUANGLIZHANG,PENGZHANG,XUEHONG,UG18BASICTUTORIALBEIJINGPUBLISHINGCOMPANYOFQINGHUAUNIVERSITY,20022RONGTANFENG,ZHUYOUTIANHOWTOCOMETRUEGEARPAIRTHREEDIMENSIONALMODELMJOURNALOFBEIJINGMECHANICALTECHNICALCOLLEGE,15BOOKNUMBER420003CHUNXIANGDAIEMULATIONFORENGAGEMENTOFINVOLUTESGEARWITHUGSOFTWARJEINCORPORATIONOFMACHINEANDELECTRICITY2001024XIKAIHUANG,WENWEIZHENGMACHINEPRINCIPLENO6PUBLISHINGCOMPANYOFHIGHEREDUCATION,1989UGHL8_张烨V,010062K1UGQKUGNXMOSWLINGVHL8/,1,QAAA/Q8AQ8MKUGMOTIONV_1OMUGL8H_MS|TH164DSMA156V2003M基于UG的减速器三维实体模型和运动仿真张烨(内蒙古工业大学机械学院,内蒙古呼和浩特010062)摘要本文介绍了用UG软件的最终版UGNX的MOSLING模块对减速器进行了三维实体造型,主要零件包括轴、齿轮、齿、轮轴、下箱体、上箱体及相应的装配。最后在UG的MOTION模块中对装配模型进行了运动仿真。关键词UG;三维实体造型;减速器;仿真中文分类号TH16文献标识码AUG是三维实体模型于一体的CAD/CAM/CAE技术及广泛应用于全球的计算机辅助设计、分析、制造软件。在这篇文章中有几个问题应注意的是渐开线齿齿轮轮廓模型、当操作时镂空造型的封面、齿轮轴和齿轮之间的装配时的位置。1绘制渐开线齿廓齿轮齿另一方面齿轮渐开线齿廓齿可在UG3里的“表达”绘制,这个渐开线齿轮齿牙用VC60配置文件的文章保存协调方案和相应的数据文件中齿廓面价值,并用定义样条绘制渐开线齿廓齿轮使用“从文件中读点”。渐开线极坐标参数方程是将和代入和三角函数表达式的扩展,可得到这里的是在K点处的渐开线齿形半径,是渐开线在AK段得角度,是基圆半径,是在K点处的压力角。图1图2用VC60程序来改变从0到180改变(KK),可以得到相应的XK和YK,并保存相应的数据文件JKXDAT,如图1所示。在UG的主菜单中有插入曲线仿真,单击“通过点”按钮会弹出对话框,然后系统显示如图2通过点样条。单击“从文件中取点”按钮并且选择前面提到的数据文件JKXDAT,可以得到如图3中相应的渐开线。图3由于齿厚和参考圆齿空间宽度是相等的,齿轮的齿与齿的空间相对圆心角是相当的,那么相反的半齿厚中心角是,即,Z代表齿数,XC轴应旋转并且通过的表达式算出,角是由于参考标准齿轮压力角为,XC轴应该旋转20。在XC轴上绘制一条直线,然后选择这条线作为镜像的中线,用“已有线”在“镜像线”来镜像渐开线,在齿廓面和齿顶的半径角是,M为模数,是公称压力角,是齿底系C数。最后,可以的得到如图4齿轮的三维实体模型。同理,可以得到齿轮渐开线齿轮轴轮廓。2当覆盖建模是有些问题应该得到重视空心盖在完成了覆盖整个模型,可以得到部分实体,不能得到充分完美的实体。此文中,我们利用“空心化”里的“区域”和将覆盖分为两部分轴承座,突起的水平和寄宿而且可以联接在一起的是其中的一部份;其余的是另外一部分,和空心分离的。这关键点就是在空洞化之前联接,并且必须在空洞化之后。我们认为,复杂的机构应当分解为简单的机构,并分别挖空,然后再联接。3齿轮轴和齿轮装配时的位置齿轮和齿轮轴之间的轴向位置当在组装是去确定的,所以干扰可能发生在齿间。在UG中,有八种类型的限制,例如啮合、对齐、角度、平行、垂直、中心、距离和正切,但他们都不确定两个齿轮的啮合关系。因此,有必要在齿轮轴和齿轮的实体模型设计时绘制相对位置。在装配过程中我们绘制齿轮齿轴中心线与中心线空间齿轮齿和两行应保持相互平行,所以干扰可避免与齿间。我们一直与边缘线以上两行分别平行安装,带平行制约的关系,所以,两直线可能更平行。因此,轮齿在吃过程中不会发生干扰。我们完成了减速器三维实体模型的主要组成部分。然后,我们来做它的运动仿真。首先,在建立运动分析的情况下,齿轮轴和轴承内圈的作为第一个联接;轴、齿轮、已固定距离的环和相应的内圈轴承作为第二联接。接着,成立了联合运动的单位。即成立了齿轮轴和齿轮之间的分开回转。最后,设置复合齿轮的回转一和二运动。选择运动学/动力学分析图画,并且插入时间和步骤,我们可以得到减速器的运动仿真。参考文献1GUANGLIZHANG,PENGZHANG,XUEHONG,UG18BASICTUTORIALBEIJINGPUBLISHINGCOMPANYOFQINGHUAUNIVERSITY,20022RONGTANFENG,ZHUYOUTIANHOWTOCOMETRUEGEARPAIRTHREEDIMENSIONALMODELMJOURNALOFBEIJINGMECHANICALTECHNICALCOLLEGE,15BOOKNUMBER420003CHUNXIANGDAIEMULATIONFORENGAGEMENTOFINVOLUTESGEARWITHUGSOFTWARJEINCORPORATIONOFMACHINEANDELECTRICITY2001024XIKAIHUANG,WENWEIZHENGMACHINEPRINCIPLENO6PUBLISHINGCOMPANYOFHIGHEREDUCATION,1989课程设计论文JSQ2012001二级圆柱斜齿轮减速器设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日II目录目录II第1章引言4第2章传动装置总体设计521设计任务书5211设计任务5212设计要求522确定传动方案523电动机的选择6231电动机的容量选择6232电动机转速的选择7233电动机型号的确定8234传动比的分配8235传动系统的运动和动力参数计算9第3章传动零件的设计计算1031高速级齿轮的参数计算10311材料选择及热处理10312确定许用接触应力1021HP和313齿根弯曲疲劳强度设计1032低速级齿轮的计算13第4章轴及轴承装置的设计计算1641轴的设计16411中间轴的设计17412输入轴的设计19413输出轴的设计2042轴的校核22421输入轴的校核22422中间轴的校核26III423输出轴的校核2943轴承的寿命计算314317006C型轴承的校核314327008C型轴承的校核314337012C型轴承的校核32第5章减速器机体结构设计34第6章减速器附件设计36第7章减速器润滑方式、密封形式3871润滑3872密封形式38总结39参考文献404第1章引言减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类,两者的设计、制造和使用特点各不相同。20世纪7080年代,世界上减速器技术有了很大的发展,且与新技术革命的发展紧密结合。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点,特别是大型的减速器问题更突出,使用寿命不长。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度,加工效率大大提高,从而推动了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化,标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。5第2章传动装置总体设计21设计任务书211设计任务设计原动机为电动机,减速器输入轴功率为10KW减速器输入轴转速1460RMP,传动比I125,两轴端均与联轴器相连接,传动比误差小于等于3,输入输出轴水平布置或垂直布置均可212设计要求(1)外形美观,结构合理,性能可靠,工艺性好;(2)多有图纸符合国家标准要求;(3)按毕业设计(论文)要求完成相关资料整理装订工作。22确定传动方案图21A6图21B方案(A)为展开式两级齿轮减速器,其推荐传动比840。展开式同轴齿轮减速器的特点是其结构简单,但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案(B)为同轴式两级同轴齿轮减速器,其推荐传动比840。同轴式同轴齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均匀,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。综合比较展开式与同轴式齿轮减速器的优缺点,在本设计中,我将采用展开式齿轮减速器为设计对象。23电动机的选择231电动机的容量选择根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率10输入PKW查机械设计课程设计手册(高等教育出版社)得联轴器效率,099CC7由于电动机与减速器之间只有联轴器传递,故所需电动机功率109CDP输入KW同理查机械设计课程设计手册(高等教育出版社)得其它零件的效率如下(在这是为了后续计算方便)闭式齿轮传动效率,096GG一对滚动轴承效率,099BB估算运动系统总传递效率由表21所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定,满足条件的电DWP动机额定功率应取为11。WPKW表21电动机型号额定功率/K满载转速/(MINR)额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y100L4314202222Y112M4414402222Y132S45514402222Y132M47514402222Y160M41114602222Y160L41514602222Y160L6119702020232电动机转速的选择由表21初选同步转速为1500和1000的电动机,对应用于额定功率MIN/RIN/R的电动机型号应分别为Y160M4型和Y160L6型。把Y160M4型和Y160L6KWPW1型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表22表22方案的比较8方案号电动机型号额定功率()KW同步转速()MIN/R满载转速(IN/R)Y160M411015001460Y160L61101000970通过对这两种方案比较可以看出方案选用的电动机转速高、质量轻、价值低,比较合适,故选用方案。233电动机型号的确定根据工作条件两班制工作,空载起动,载荷平稳,常温下连续(单向)运转,工作环境多尘,中小批量生产,使用期限为10年,年工作300天,工作机所需电动机功率及电动机的同步转速等,选用Y系列三项异步电动机,KWPD10MIN/150RN卧式封闭结构,型号为Y160M4,其主要性能数据如下电动机额定功率KW1电动机满载转速IN/460RNM电动机轴身直径D2电动机轴身长度E1234传动比的分配减速器的总传动比512I取高速级传动比13为便于两级齿轮减速器采用浸油润滑,当两对齿轮材料相同、齿面硬度、350HBS齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比9取高速级传动比131I21251I213125低速级传动比312I高速级传动比401235传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算0轴(电动机轴)MIRN1460KWP0MNNT416509501轴(减速器高速轴)IN14601RIKWP9MNIT759641050112轴(减速器中间轴)MIN360412RINKWP5049MNIT62871223轴(减速器低速轴)MIN413652RINKWP1238496093MNIT0782310第3章传动零件的设计计算31高速级齿轮的参数计算311材料选择及热处理减速器要求结构紧凑,故小齿轮选用调质HBS1240270的45钢,大齿轮选用正火HBS2200230的45钢;载荷稳定,齿速不高,初选8级精度。初选小齿轮齿数Z120大齿轮齿数402080,初选螺旋角13。12ZI312确定许用接触应力21HP和313齿根弯曲疲劳强度设计(1)确定公式中的参数值321COSFSADNTYZKTM1)载荷系数试选15TKT2)小齿轮传递的转矩NT7596413)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限,1LIMF2LI380(查图61机械设计徐锦康主编)1LIMF2LIAMP4)应力循环次数911024816304606HJLNN9122548I5)弯曲疲劳寿命系数,FNK086090(查图67机械设计徐锦康主编)1FN26)许用弯曲应力计算(取弯曲疲劳安全系数,应力修正系数41FS)02STY则/1LIM1FSTNFYKAMP8686023574192LI227)查取齿形系数和应力校正系数11根据当量齿数6213COS20CS31ZV488O2查表31取齿形系数和应力修正系数731FAY21FAY56S75S表31齿形系数及应力修正系数FASAYVZ1718192021222324252627FAY297291285280276272269265262260257S15215315415515615715751581591595160VZ303540455060708090100150FAY252245240235232228224222220218214S16251651671681701731751771781791838)计算大小齿轮的并加以比较FAY0915864517321FSAY22SA因为,故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSAFSAYY9)重合系数及螺旋角系数取07,086Y(2)设计计算1)试计算齿轮模数NTMMYZKTFSADNT401COS23212)计算圆周速度SNMVT26013COS062COS10613)计算载荷系数查表62(机械设计徐锦康主编)得;根据、8AKSMV26012级精度,查图610(机械设计徐锦康主编)得;斜齿轮传动取1VK;查图613(机械设计徐锦康主编)得。21AK25则载荷系数61KAVA4)校正并确定模数NM(取2)MKTNT48651433N(3)计算齿轮传动几何尺寸1)中心距AMZN6310213COS2COS21(圆整为103MM)A2)螺旋角5131028ARS2ARS1MN3)两分度圆直径,1DMM04153COS1ZNMM8622MDN4齿宽,MM取35MM1B296320411D2B10)MM40MM15B14校核齿面接触疲劳强度HEHBDKTZ1211)大小齿轮的接触疲劳强度极限,1LIM2LI11701LIMH2LIAMP2)接触疲劳寿命系数,1HNK2查图66(机械设计徐锦康主编)得088,0921HNK2HN3)计算许用接触应力取安全系数,则1HSANHMPK6029LIM1A417LI22AHMP05321134)节点区域系数查图619(机械设计徐锦康主编)得244HZHZ5)重合度系数086)螺旋角系数983051COS7)材料系数查表63(机械设计徐锦康主编)得EZ1898EAMP8)校核计算HAAEHMPMPBDKTZ173472413941560298308221接触疲劳强度满足要求(5)齿轮结构设计及绘制齿轮零件图大齿轮齿顶圆直径大于160MM,但小于500MM,故采用腹板式结构齿轮零件图。32低速级齿轮的计算减速器要求结构紧凑,故大齿轮用40CR调质处理后表面淬火,小齿轮用45钢,载荷稳定,齿速不高,初选8级精度,闭式硬齿面齿轮传动,传动平稳,齿数宜多,选25,(取78)。按硬齿面齿轮非对称安装,查表选齿1Z21573I2Z宽系数。80D初选螺旋角1齿根弯曲疲劳强度设计(1)确定公式中的参数值321COSFSADNTYZKTM1)载荷系数试选15TKT2)小齿轮传递的转矩MNT64813)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限,LIMF2LI380(查图61机械设计徐锦康主编)1LIMF2LIAMP144)应力循环次数8110956301863060HJLNN1224295I5)弯曲疲劳寿命系数,FNK090092(查图67机械设计徐锦康主编)1FN2(4)计算纵向重合度0318120TAN141586TAN8301ZD6)许用弯曲应力计算(取弯曲疲劳安全系数,应力修正系数41FS)2STY则/1LIM1FSTNFYKAMP578902384312LI227)查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数027COS5CS331ZV84172查表31取齿形系数和应力修正系数571FAY2FAY60S791S8)计算大小齿轮的并加以比较FA084165748121FSAY3392SA因为,故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计21FSAFSAYY9)重合系数及螺旋角系数取068,086Y(2)设计计算1)试计算齿轮模数NTM15MYZKTMFSADNT91COS23212)计算圆周速度SNVT8301COS06652COS0613)计算载荷系数查表62(机械设计徐锦康主编)得;根据、8级AKSMV30精度,查图610(机械设计徐锦康主编)得;斜齿轮传动取61;查图613(机械设计徐锦康主编)得。21AK24则载荷系数57061KAVA4)校正并确定模数NM(取25)MTNT32579133NM(3)计算齿轮传动几何尺寸1)中心距AZN136527813COS2COS21(圆整为133MM)A2)螺旋角481325ARS2ARS1MN3)两分度圆直径,1DMM576430COS51ZNMM21822MDN4齿宽,MM取55MM1B6245701D2B10)MM60MMB514校核齿面接触疲劳强度HEHBDKTZ121)大小齿轮的接触疲劳强度极限,1LIM2LI11701LIMH2LIAMP162)接触疲劳寿命系数,1HNK2查图66(机械设计徐锦康主编)得092,0961HNK2HN3)计算许用接触应力取安全系数,则1HSANHMPK4076LIM1A21392LI2AHMP80914)节点区域系数查图619(机械设计徐锦康主编)得243ZHZ5)重合度系数086)螺旋角系数984031COS7)材料系数查表63(机械设计徐锦康主编)得EZ1898EAMP8)校核计算接触疲劳HAAEHMPMPBDKTZ1801357642801984043221强度满足要求(5)齿轮结构设计及绘制齿轮零件图大齿轮齿顶圆直径大于160MM,但小于500MM,故采用腹板式结构,如图32为齿轮零件图。第4章轴及轴承装置的设计计算41轴的设计轴是减速器的主要零件之一,轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。如图41为两级齿轮减速器轴的布置状况。17图41两级齿轮减速器轴的布置考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉,计入尺寸S,可取S10MM。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉,计入尺寸K,可取K10MM。为保证滚动轴承放在箱体轴承座孔内,计入尺寸C5MM。初取轴承宽分别为N120MM,N222MM,N322MM。411中间轴的设计图42中间轴轴的材料选用45钢,调质处理,查表113(机械设计徐锦康主编)确定C值。18(取)MNPCD684350279461833MIN0MD36IN0即取段上轴的直径。MD01由可初选轴承,查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)41选7008C型轴承,其内径,外径D68,宽度B。415处轴肩的高度H,但因为该轴肩几乎不受轴向力,故107D482取,则此处轴的直径。又因为此处与齿轮配合,故其长度应略小于MH2M2齿宽,取。L3齿轮的定位轴肩高度,但因为它承受轴向力,故MDH40831072取,即。而此处轴的长度H4D5423(取)L61L3处也与齿轮配合,其直径与处相等,即。该处的长度应略小于齿轮D4宽度,取。ML574结合图41和图42可得段和段处轴的长度MLKCBL371521055221齿宽L43145齿宽综上,中间轴各段长度和直径已确定ML371L32ML83L574L35D40D4D52DMD40LLL16875321总19412输入轴的设计图43输入轴轴的材料选用45钢,调质处理。(1)估算轴的最小直径MIN0D3IN0PC查表113(机械设计徐锦康主编)确定C值。MPCD72146233MIN0单键槽轴径应增大即增大至52805(取)。IN0(2)选择输入轴的联轴器1)计算联轴器的转矩CATTKACA查表101(机械设计徐锦康主编)确定工作情况系数31AMNKTACA21485793601选择弹性柱销联轴器,按,查标准TCAIN460RNGB/T50141985,选用HL2型弹性联轴器,。半联轴器长度LM52与轴配合毂孔长度138半联轴器孔径2D2(3)确定轴的最小直径应满足(取)MIN1DMIN0I1DM2IN20(4)确定各轴段的尺寸段轴的长度及直径应略小于取1L1LML36D21段轴的尺寸处轴肩高度(取),MH5407H2则;为便于轴承端盖拆卸,取D212。L50段轴的尺寸该处安装轴承,故轴的直径应与轴承配合,查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)选7006C型轴承,其内径,外径D55,宽度B。MD30M13,。L3段轴的尺寸该处轴的直径应略大于处轴的直径,取;参照D54图41,可知。L815028604段轴的尺寸该轴处为齿轮轴,该处为齿轮,故ML段轴的尺寸由图43可知,CKL16D3546段轴的长度,MD307B47LLLL29150835654321总413输出轴的设计图44输出轴轴的材料选用45钢,调质处理。(1)估算轴的最小直径MIN0D3IN0PC查表113(机械设计徐锦康主编)确定C值。21MNPCD7541238913MIN0单键槽轴径应增大即增大至7510923(取)。IN0(2)选择输入轴的联轴器1)计算联轴器的转矩CATTKACA查表101(机械设计徐锦康主编)确定工作情况系数31AMNKTACA40125976831选择弹性柱销联轴器,按,查标准TCAIN9284RNGB/T50141985,选用HL5型弹性联轴器,。M50半联轴器长度LM142与轴配合毂孔长度107半联轴器孔径2D52(3)确定轴的最小直径应满足(取)MIN1DMIN0I1D5IN(4)确定各轴段的尺寸段轴的长度及直径应略小于取。1L1LL51段轴的尺寸处轴肩高度(取DH58307),则;为便于MH3MD6212轴承端盖拆卸,取。L5段轴的尺寸该处安装轴承,故轴的直径应与轴承配合,查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)选7013C型轴承,其内径,外径D100,宽度B。MD65M18,。3BL183段轴的尺寸处轴肩高度(取DH564073),取。H6D654段轴的尺寸处轴肩高度(取M17914),即;轴肩宽度M83275(取)。MHL46145L05段轴的尺寸此处安装齿轮,故其长度应略小于齿轮宽度,;L53622。MD7146段轴的长,537MCKBL3915283104LLLL7805765321总42轴的校核421输入轴的校核(1)求轴上受力1)计算齿轮受力齿轮分度圆直径MD3941圆周力NTFT41293415602径向力NTR508“COSTANCOSA轴向力TA67T9对轴心产生的弯矩AFMDFM421346810722)求支反力参见图43轴承的支点位置由7006C型角接触轴承可知A齿宽中心距左支点的距离L36821354720齿宽中心距右支点的距离M53左支点水平面的支反应力,DMNLFTNH1023231右支点水平面的支反应力,0BT892左支点垂直面的支反应力LFARNV45331右支点垂直面的支反应力L122左支点的轴向支反力NANV6807(2)绘制弯矩图和扭矩图参见图4523图45截面C处水平弯矩MNLFMNH21695385102截面C处垂直弯矩V409421732截面C处合成弯矩VH1852211MN4702(3)弯矩合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面C处计算弯矩考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力,60TMCA98135221截面C处应力计算ACAMPW7409835强度校核45钢调质处理,由表112(机械设计徐锦康主编)查得AP601,弯矩合成强度满足要求CA图45轴的力分析图(4)疲劳强度安全系数校核241)经判断,如图43中,齿轮面为危险截面2)截面左侧截面校核抗弯截面系数3335428710MDW抗扭截面系数2T截面左侧弯矩NM895截面上的弯曲应力ABMP701854201截面上的扭转切应力TT631平均应力,AM37MINAXM应力幅BP0182IAA5INAX材料的力学性能45钢调质查表112(机械设计徐锦康主编),ABMP640A271AM15轴肩理论应力集中系数,532DR7834DD查附表16(机械设计徐锦康主编)并经插值计算,71R材料的敏感系数由,查图28(机械设计徐锦MR2ABP640康主编)并经插值得,82Q50R有效应力集中系数74111QK350尺寸及截面形状系数由、查图29(机械设计徐锦康MH5D主编)得8扭转剪切尺寸系数由查图210(机械设计徐锦康主编)得370表面质量系数轴按磨削加工,由查图212(机械设计ABMP640徐锦康主编)得9表面强化系数轴未经表面强化处理1Q疲劳强度综合影响系数0792805741KK541225等效系数45钢取20110取55仅有弯曲正应力时计算安全系数1MAKS仅有扭转切应力时计算安全系数8271A弯扭联合作用下的计算安全系数52SC设计安全系数材料均匀,载荷与应力计算精确时513S取S疲劳强度安全系数校核左侧疲劳强度合格CA3)截面右侧疲劳强度校核抗弯截面系数3335428710MDW抗扭截面系数2T截面左侧弯矩NM75截面上的弯曲应力ABMP7016542810截面上的扭转切应力TT6931平均应力AM37MINAX应力幅BP0162IAA5INAX材料的力学性能45钢调质查表112(机械设计徐锦康主编),ABMP640A271AM15轴肩理论应力集中系数,532DR7834DD查附表16(机械设计徐锦康主编)并经插值计算,71R材料的敏感系数由,查图28(机械设计徐锦MR2ABP640康主编)并经插值得,82Q50R有效应力集中系数74111QK26251385011QK尺寸及截面形状系数由、查图29(机械设计徐锦康MH5D主编)得扭转剪切尺寸系数由查图210(机械设计徐锦康主编)得3870表面质量系数轴按磨削加工,由查图212(机械设计ABMP640徐锦康主编)得9表面强化系数轴未经表面强化处理1Q疲劳强度综合影响系数0792805741KK5412等效系数45钢取0取150仅有弯曲正应力时计算安全系数927MAKS仅有扭转切应力时计算安全系数11A弯扭联合作用下的计算安全系数6072SC设计安全系数材料均匀,载荷与应力计算精确时513S取51S疲劳强度安全系数校核右侧疲劳强度合格CA27422中间轴的校核图46轴的受力分析图(1)求轴上受力1)计算齿轮受力齿轮的分度圆直径,MD53691MD6120圆周力NTFT287953721T径向力FNTR4928“314COS20TAN87956COSA1NT052轴向力FTA5TA91T67413“24N03N2对轴心产生的弯矩AFMDMA056811N7222)求支反力轴承的支点位置由7008C型角接触轴承可知A714截面在B处的支反力左支点水平面的支反力0DMNLFABTNH68573810279561右支点水平面的支反力28NLFADBTNH62198310879562左支点垂直面的支反力LMFLAARBDNV74311右支点垂直面的支反力NLLADARABV691380692812左支点的轴向支反力NFANV51截面在C处的支反力左支点水平面的支反力0DMLACTNH974362378951右支点水平面的支反力BNLFADCTNH151812左支点垂直面的支反力LMFLAARCDNV23786074937611右支点垂直面的支反力NLLADARAV95112812左支点的轴向支反力NFANV591(2)绘制弯矩图和扭矩图截面B处水平弯矩MLMH20138721截面B处垂直弯矩NV84669NF0532截面B处合成弯矩VH3211M76822截面C处水平弯矩LMNH2941截面C处垂直弯矩NFV41932706532截面C处合成弯矩MVH22119229(3)弯矩合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面B处计算弯矩考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力,60MNTMCA31870221截面B处应力计算ACAMPW40387强度校核45钢调质处理,由表112(机械设计徐锦康主编)查得AP61,B处弯矩合成强度满足要求CA截面C处计算弯矩考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力,60MNTMCA35206221截面C处应力计算ACAMPW43506强度校核45钢调质处理,由表112(机械设计徐锦康主编)查得AP1,C处弯矩合成强度满足要求CA图47轴的受力分析图423输出轴的校核(1)求轴上受力301)计算齿轮受力齿轮分度圆直径MD53641圆周力NTFT4130256498721径向力NTR78“COSTAN0COSA轴向力TA369T135对轴心产生的弯矩AFMDFM526492812)求支反力轴承的支点位置由7013C型角接触轴承可知A10齿宽中心距左支点的距离ML4287齿宽中心距右支点的距离53左支点水平面的支反应力,0DMNLFTNH40963231右支点水平面的支反应力,BT52左支点垂直面的支反应力LFARNV7331右支点垂直面的支反应力L692022左支点的轴向支反力NANV6098(2)绘制弯矩图和扭矩图参见图4831图48轴的受力分析图截面C处水平弯矩MNLFMNH4179028409621截面C处垂直弯矩V853732截面C处合成弯矩VH416021MN9522(3)弯矩合成强度校核通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度截面C处计算弯矩考虑启动,停机影响,扭矩为脉动循环变应力,60TMCA315492221截面C处应力计算ACAMPW7035493强度校核45钢调质处理,由表112(机械设计徐锦康主编)查得AP61,弯矩合成强度满足要求CA43轴承的寿命计算4317006C型轴承的校核(1)确定7006C轴承的主要性能参数查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)及表810(机械设计徐锦康主编)得、15KNCR2KR210、450E261Y(2)计算派生轴向力、SF2,NFRS4091YFRS617825342(3)计算轴向负载、1A2,故轴承被“压紧”,218760SAES轴承被“放松”,得NFAESA0112NFSA421(4)确定系数、X1Y232,EFRA347025961EFRA482531072查表810(机械设计徐锦康主编)得1,0,044,X1Y2X1262Y(5)计算当量载荷、1P2NFR4591NXA741836027615340222(6)计算轴承寿命HL查表87、88(机械设计徐锦康主编)得,又知5PFTF3HPFCNLPTH4767418352046716734327008C型轴承的校核(1)确定7008C轴承的主要性能参数查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)及表810(机械设计徐锦康主编)得、15KNCR04KR530、50E021Y(2)计算派生轴向力、SF2,NFRS4371YFRS8452016932(3)计算轴向负载、1A2,故轴承被“压紧”,轴承2160983SAES被“放松”,得FAESA361912NFSA41(4)确定系数、X21Y2,ERA90731EFRA930612查表810(机械设计徐锦康主编)得1,0,044、X1Y2X1022Y(5)计算当量载荷、1P2NFR047133NFYXPAR451623902169340222(6)计算轴承寿命HL查表87、88(机械设计徐锦康主编)得,又知PFTF3HPFCNLPTH587032451623098471674337012C型轴承的校核(1)确定7012C轴承的主要性能参数查表114(机械设计课程设计王大康卢颂峰主编)及表810(机械设计徐锦康主编)得、15KNCR02KR2150、40E251Y(2)计算派生轴向力、SF2,N
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本文标题:JSQ2012001二级圆柱斜齿轮减速器设计【F=10KW n=1460r-min i=12.5】【说明书+CAD】
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