机械设计课程设计—减速器文档格式.doc
- 文档编号:3657863
- 上传时间:2023-05-02
- 格式:DOC
- 页数:25
- 大小:783.60KB
机械设计课程设计—减速器文档格式.doc
《机械设计课程设计—减速器文档格式.doc》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械设计课程设计—减速器文档格式.doc(25页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
2400
运输带工作速度V(m/s)
1.2
卷筒直径D(mm)
410
2.工作条件:
1)带式运输机连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,运输带速允许误差为5%。
2)使用期限为10年,大修期三年,小批量生产,两班制工作。
3.相关数据:
表1常用机械传动比范围
选用指标
传动类型
齿轮传动
带传动
单级传动比
(常用值)
圆柱
V型
3—6
2—4
最大值
表2常用机械传动效率
机械传动类型
理论传动效率η
实际取值
圆柱齿轮传动
闭式传动0.96—0.98
0.97
V带传动
0.94—0.97
0.96
滚动轴承
0.98—0.995
0.99
联轴器
0.99—0.995
滚筒η5
三、课程设计任务
1.减速器装配图1张(A0或A1图纸);
2.零件图工作图2~3张(传动零件、轴、箱体等,A3图纸);
·
第一部分传动装置总体设计
一、电动机的选择
1.电动机的类型:
按工作要求和工作环境条件,选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
2.电动机功率选择:
① 工作机所需功率:
② 传动装置总效率:
③ 电动机输出功率:
电动机转速:
960r/min
3.确定电动机的转速:
滚筒工作转速:
由表1中的合理传动比范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围,V带传动比范围,则总传动比合理范围为。
所以电动机转速的可选范围为。
4.确定电机的型号:
由以上计算知,以及综合考虑电动机、传动装置的尺寸、结构、带传动、减速器的传动比和有效使用率,确定电动机的型号为Y132M1-6,满载转速960r/min。
电机主要参数:
型号
额定值
效率(%)
外形尺寸(长×
宽×
高)/mm
质量/kg
功率/kw
转速/kw
Y132M1-6
4.0
960
84
515×
350×
315
73
二、计算传动装置总传动比及分配各级传动比
1.总传动比:
i=960/56=17
2.分配各级传动比:
因为是,单级减速器传动比i1=3—6,这里取i1=3,。
三、计算传动装置的动力和传动装置
1.各轴的转速(r/min):
电动机转速:
Ⅰ轴:
Ⅱ轴:
2.各轴功率:
电动机输出功率:
Pd=3.35KW
Ⅰ轴:
P1=Pd×
η2=3.35×
0.96=3.216KW
P2=P1×
η1η3=3.216×
0.97×
0.99=3.09KW
卷筒轴:
P3=P2×
η3×
η4=3.03kw
3.各轴转矩:
电动机转矩:
T=9550×
Pd/n=9550×
3.35/=33.3N·
m
T1=9550×
P1/n1=9550×
3.216/320=95.977N·
Ⅱ轴:
T2=9550×
P2/n2=9550×
3.09/56.47=522.57N·
卷筒轴:
T3=9550×
P3/n3=9550×
3.03/56=516.72N·
将运动和运动参数计算结果整理后列入下表:
表3运动和运动参数表
参数
轴的名称
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转速n/r·
min
320
56.47
56
功率P/KW
3
3.216
3.09
3.03
转矩T/N·
33.3
159.96
522.57
516.72
传动比
5
第二部分V带传动的设计
V带传动的设计:
1.确定计算功率
由表8-8查得工作情况系数KA=1.1,所以
2.选择V带的类型
根据计算功率Pca、转速n由图8-11选用A型
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
初选小带轮的基准直径dd1。
由课本表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1≧(dd)min=75。
此处取小带轮的基准直径dd1=125mm。
4.验算带速v。
因为5m/s<
v<
30m/s,所以带速合适。
5.计算大带轮的基准直径dd2。
根据式i=n1/n2≈dd2/dd1,得dd2=425mm,取标准值dd2=400
7.确定中心距ɑ,并选择V带的基准长度Ld
根据经验,一般初选带传动的中心距为
0.7(dd1+dd2)≦ɑ0≦2(dd1+dd2),既367.5≦ɑ0≦1050,初定中心距ɑ0=700mm.
由式Ld0≈2ɑ0+π/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4ɑ0
=2×
700+1.57×
525+27
=2251.25mm
根据课本表8-2选带的基准长度Ld=2200mm
实际中心距:
由式ɑ≈ɑ0+(Ld-Ld0)/2=700-39.9=674.375mm
中心距的变化范围
8.验算小带轮上的包角α1
9.确定带的根数
计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=125mm和n=960r/min,查课本1表8-4得P0=1.37kw。
根据n=960r/min,i=3和A型带,查课本表8-5得ΔP0=0.11kw。
查课本表8-6得Kα=0.93,表8-2得KL=1.06,于是
Pr=(P0+ΔP0)·
Kα·
KL=(1.37+0.11)×
0.93×
1.06=1.46KW。
计算V带的根数Z
Z取3根。
10.确定带的初拉力F0
由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以
11.计算轴上压力Fp
12.主要设计结论
选用A型普通V带3根,带基准长度2200mm,带轮基准直径dd1=125mm,dd2=400mm,中心距控制在ɑ=631.75~710.5mm,带轮宽B=48mm。
单根带初始拉力F0=205.587N。
第三部分齿轮结构的设计
一、高速级和低速级减速齿轮设计(闭式圆柱齿轮)
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
考虑加速器的传递功率大,参考课本表10-6,选用7级精度的直齿圆柱齿轮,压力角为20。
。
由课本表10-1,选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm。
闭式齿轮传动一般转速较高,为了提高传动的平稳性,减小冲击振动,以齿数多一点为好,小齿轮可取的齿数范围z1=20~40。
这里取z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=3×
24=72。
载荷系数KHt=kAKVKαKβ=1×
1×
1.3=1.3
由课本表10-7选取齿宽系数φd=1.0。
查课本表10-20得区域系数ZH=2.5。
查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa½
计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
计算解除疲劳许用应力[σΗ]
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2
σH=σHlimKHN/S
由课本2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa
由课本210-13式N1=60n1jlh
N1=60×
960×
(2×
8×
300×
10)=2.765×
109
N2=N1/3=921.6×
108
由课本2图10-19取KHN1=0.9,KHN2=0.95
取失效率为1%,安全系数S=1
[σH]1=σHlimz1KHN1/S=600×
0.9=540Mpa
[σH]2=σHlimz2KHN2/S=550×
0.95=522.5Mpa
区其中较小的值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]=[σH]1=[σH]2=522.5Mpa
2.按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮传递的转矩:
T1=9.55×
106P1/n1=9.55×
106×
3.216/320N·
mm=95977.5N·
mm
调整小齿轮分度圆直径
计算实际载荷系数前的数据准备
计算齿轮的圆周速度v:
计算齿宽b:
b=φdd1t=1×
60.42mm=60.42mm
计算实际载荷系数KH。
由课本1表10-2查得使用系数KA=1。
根据v=1.01m/s、7级精度。
由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。
齿轮的圆周力:
F1t=2T1/d1t=2×
95977.5/60.42N=3177N
KAFt1/b=1×
3177/60.42N/mm=52.58N/mm<
100N/mm
查课本1表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.0。
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时,得齿向载荷分布系数KHβ=1.314。
由此,得到实际动载荷系数:
KH=KAKVKHαKHβ=1×
1.05×
1.314=1.3797
由式课本1式(10-12),可得实际动载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
试算模数:
确定式中的各参数值,试选KFt=1.3,由课本1式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数。
计算
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65、YFa2=2.2。
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.7。
由10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)得
将求得的参数代入课本2式(6-49)
因为大齿轮的大于小齿轮,所以取
试算模数
调整模数
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v
d1=m1z1=1.673×
24mm=40.152mm
V=πd1n1/60×
1000=π×
40.152×
320/60×
1000=0.672m/s
齿轮b
b=φdd1=1×
40.152=40.152mm
宽高比b/h
H=(2ha*+c*)mt=(2×
1+0.25)×
1.673=3.764
b/h=40.152/3.764=10.765mm
计算实际动载荷系数KF
根据v=0.672m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.02
由Ft1=2T1/d1=2×
95977.5/40.152N=4780.7N
4780.7/40.152=119N•mm>
100N•mm,查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.0
由表10-4用插值法查KHβ=1.314,结合b/h=10.765查图10-13,得KFβ=1.28。
则载荷系数为
KF=KAKVKFαKFβ=1×
1.02×
1.0×
1.28=1.3056
按实际动载荷系数算得齿轮模数
对比此计算结果,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m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取弯曲疲劳强度算得的模数1.675mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得得分度圆直径d1=61.63mm,算出小齿轮齿数z1=d1/m=61.63/2=30.815。
取z1=31,则大齿轮齿数z2=uz1=93。
这样设计出来的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
4.几何尺寸计算
计算分度圆直径:
d1=z1m=31×
2mm=62mm
d2=z2m=93×
2mm=186mm
计算中心距:
计算齿轮宽度:
取b=62mm,b1=b+(5~10)mm=67~134mm,取b1=70mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即b2=b=62mm。
5.圆整中心距后的强度校核
计算变位系数和
计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。
zΣ=z1+z2=31+93=124
xΣ=x1+x2=(invα´
-invα´
)zΣ/(2tanα)
=(inv22.069°
-inv20)×
124/(2tan20°
)
=1.050
Y=(α´
-α)/m=(145-124)/2=0.5
Δy=xΣ-y=1.05-0.5=0.55
从课本1图10-21a可知,当前的变位系数和提高了齿轮强度,但重合度有所下降。
分配变位系数x1、x2
由图10-21b可知,坐标点(zΣ/2,xΣ/2)=(72,0.525)位于1.14线和L15线之间。
按这两条线作射线,再从横坐标的z1、z2、处作垂直线,与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502、x2=0.503。
6.主要设计结论
齿数z1=31、z2=93,模数m=2mm,压力角α=20°
,变位系数x1=0.502、x2=0.503,中心距a=124mm,齿宽b1=70mm、b2=62mm.小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。
齿轮按7级精度设计。
第四部分轴的结构设计
Ⅰ轴和Ⅱ轴的输入功率
P11=P1×
η3=3.216×
0.99=3.18384KW
P22=P2×
η3=3.09×
0.99=3.0591KW
T11=9.55×
P11/n1=9.55×
3.184/320×
=94067N·
T22=9.55×
P22/n2=9.55×
3.06/56.47×
=512170.37N·
一、输入轴的设计
按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
求作用在齿轮上的力
Ft=2T11/d1=2×
94067/62=3034.42N
Fr=Ft·
tanαn/cosβ=3034.42×
tan20°
/cos13.5°
=1683N
Famin=Fttanβ=3034.42×
tan13.5°
=1079N
初步确定轴的最小直径
先按课本1式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调制处理。
根据表15-3,取A0=112,于是得:
Ι段:
d1Ⅰ=25mm
轴的结构设计
高速轴初步确定采用齿轮轴,即将齿轮与轴制为一体。
根据轴上零件的安装和固定要求,初步确定轴的结构,设有7个轴径。
由于,输入轴最小段与V带大轮相连,并以平键形式链接,此
处同时设计好大带轮内径及最小段轴长度,故大带轮内径为d
带轮=25mm,大带轮宽度为B=48mm,所以L1=60mm。
II段:
为了满足大带轮的轴向定位要求,第一段到第二段需要制出一轴肩,取轴肩高h=1.5mm故取第二段直径d2Ⅱ=d1Ⅰ+2h=28mm。
所以d2Ⅱ=28mm
第二段应与箱体相连,故需要考虑箱体内壁厚度,暂取L2=33mm,同时挡油圈应介于此内壁与轴承之间,查表选取内径为32mm的挡油圈厚度12,,故II段长:
L2=(33+12)=45mm
III段:
次段装轴承,取轴肩高度h为1mm,则d33=d22+2h=30mm。
选用深沟球轴承。
查文献p476附录24,此处选用的轴承代号为6306,其内径为30mm,宽度为19mm。
为起固定作用,此段的宽度比轴承宽度小1-2mm。
取此段长L3=17mm。
Ⅳ段:
为使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便,齿轮与轴承之间要有一定的距离,取轴肩高度为1mm,则d44=d66=d3+2h=33mm,长度为L4=L6=5mm。
Ⅴ段:
此段为齿轮轴段,由小齿轮分度圆直径d1=62mm,可知d6=62mm,因为小齿轮的宽度为70mm,L5=70mm。
Ⅶ段:
用于Ⅴ段与轴承间的连接,选用的轴承与右边一样,即d7=30mm,L7=17mm。
由此可算出,两轴承的跨度L=17+5×
2+70=97mm。
高速轴的轴段示意图如下:
3、输入轴的校核
绘制轴受力简图(如图a)
绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×
50=9.1N·
绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=500.2×
50=25N·
绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·
绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×
(P2/n2)×
106=48N·
绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×
48)2]1/2=54.88N·
校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
所以该轴强度足够。
二、输出轴的设计
1.按扭矩初算轴径
1)选用45#调质,硬度217~255HBS
2)求作用在齿轮上的力
Ft=2T22/d1=2×
512170.37/56=18139.556N
tanαn/cosβ=×
=5893.9N
Famin=Fttanβ=×
=1268.9N
4)初步确定轴的最小直径
根据表15-3,取A0=106,于是得:
参阅文献取d2min=40mm。
2.轴的设计
1)轴上零件的
根据轴上零件的安装和固定,并考虑配合高速轴的结构,初步设定轴的结构,初步设定轴段有6段。
2)确定轴的各段直径和长度
按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=236.5mm
②求转矩:
已知T3=732N·
③求圆周力Ft:
根据课本2P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=6190N
④求径向力Fr根据课本2P127(6-35)式得
Fr=Ft·
tanα=2322N
⑤所以两轴承对称
即LA=LB=49mm
输出轴具体机构设计:
Ⅰ段:
此段装联轴器。
装联轴器处选用最小直径d21=40mm,根据《机械基础》P482附录32,选用弹性套柱销联轴器,其轴孔直径为40mm,轴孔长度为84mm。
根据联轴器的轴孔长度,又由《机械基础》P475附录23,取轴伸段(即Ⅰ段)长度L1=82mm。
Ⅱ段:
查《机械基础》P373,取轴肩高度h为1.5mm,则d2=d1+2h=mm
此轴段一部分长度用于装轴承盖,一部分伸出箱体外。
Ⅲ段:
取轴肩高度h为1.5mm,则d3=d2+2h=43+2mm。
此段装轴承与套筒。
查机附录24,此处选用的轴承代号为6209,其内径为45mm,宽度为20.5mm。
为了起固定作用,此段的宽度比轴承宽度小1~2mm。
取套筒长度为10mm,则此段长L3=(20.5-2)+10+2=40.5mm。
此段装齿轮,取轴肩高度h为2.5mm,则d4=d3+2h=mm。
因为大齿轮的宽度为62mm,则L4=62-2=60mm。
Ⅴ段:
取轴肩高度h为2.5mm,则d5=d4+2h=55mm,长度与右面的套筒相同,即L5=10mm。
Ⅵ段:
此段装轴承,选用的轴承与右边的轴承一致,即d6=45mm,L6=17mm。
由上可算出,两轴承的跨度L=20.5+2×
10+62=102.5mm。
输出轴校核
求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=903.35N
由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N·
计算当量弯矩:
根据课本2P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 机械设计 课程设计 减速器
![提示](https://static.bingdoc.com/images/bang_tan.gif)