广东工业大学减速箱课程设计说明书.docx
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广东工业大学减速箱课程设计说明书
课程设计说明书
学院
专业班级
学号
姓名
指导老师
2013年月日
一、课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置(见图1)。
设计内容应包括:
传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。
二、课程设计的要求与数据
已知条件:
1.运输带工作拉力:
F=2.6kN;
2.运输带工作速度:
v=2.0m/s;
3.卷筒直径:
D=310mm;
4.使用寿命:
8年;
5.工作情况:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳;
目录
一、传动方案拟定…………….………………………….……….4
二、电动机的选择…………………………………………..…….4
三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………..…….5
四、运动参数及动力参数计算……………………………..…….5
五、传动零件的设计计算……………………………………..….6
六、箱体尺寸的选择……………………………………………...10
七、轴的设计计算………………………….…………………….12
八、滚动轴承选择及校核计算………..…………………………16
九、键连接的选择及校核计算…………………………………..18
十、减速器附件选用…………………………………………….19
十一、减速器的润滑方式、润滑油牌号及用量…………….…19
十二、参考资料………………………………………………….19
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件:
使用年限10年,工作为两班工作制,载荷平稳,单向运转,环境清洁。
(2)原始数据:
输送带拉力F=2400N;带速V=2.6m/s;
滚筒直径D=420mm;
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η2滚×η齿轮×η联轴器×η滑
=0.95×0.992×0.97×0.98×0.98=0.86
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=2400×2.6/1000×0.86
=7.3KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.6/π×420
=118r/min
按要求取电动机同步转速为1000r/min,满载转速为970r/min。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为
Y160M-6。
其主要性能:
额定功率:
7.5KW,满载转速970r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=970/118=8.22
2、分配各级传动比
(1)∵i总=i齿轮×I带
(2)i齿轮—I带≈1
∴i齿轮=3.41,i带=2.41
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n0=n电机=970r/min
n
=n0/i带=970/2.41=402.49(r/min)
n
=n
/i齿轮=402.49/3.41=118.03(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P0=Pd=7.3KW
P
=P0×η带=7.3×0.95=6.94KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=6.94×0.96×0.97
=6.46KW
3计算各轴扭矩(N·m)
To=9550×P0/N0=9550×7.3/970
=71.9N·m
T
=9550×P
/n
=9550×6.94/402.49
=164.67N·m
T
=9550×P
/n
=9550×6.46/118.03
=522.69N·m
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V选带截型
由课本P156表8-8得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×7.3=8.76KW
由课本P157图8-11得:
选用B型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由表8-9,取dd1=125mm.
验算带速V.V=V=πd1n1/60×1000=6.35m/s
因为5m/s 计算大带轮基准直径 dd2=i带dd1=2.41×125=301.25mm. 圆整为dd2=300mm. (3)确定带长和中心矩 根据课本154式(8-20)得,初选中心距 a0=400mm 计算Ld0=2a0+1.57(d1+d2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×400+1.57(125+300)+(300-125)2/4×400 =1486mm 根据课本取基准长度Ld=1560mm 计算实际中心距得: a≈a0+Ld-L0/2=400+(1560-1486)/2 =437mm 中心距变化范围为377~447mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-(d2-d1))/a×57.30 =1800-(300-125)/437×57.30 =1570>900(适用) (5)确定带的根数 根据表8-4.8-5得P0=1.64KW△P0=0.3KW 表8-6 Kα=0.93KL=0.92 得 Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL =8.76/(1.64+0.3)×0.93×0.92 =5.28≤6 取 Z=6根 (6)计算轴上压力 由课本查得q=0.10kg/m,单根V带的初拉力: F0=500PC(2.5-Kα)/Kαzv+qv2 =[500×8.76×(2.5-0.93)/0.93×6×6.35+0.1×6.352]N=174.24N 则作用在轴承的压力FQ, FQ=2ZF0sinα1/2=2×6×174.24sin1570/2 =2048.9N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 齿轮采用硬齿面,小齿轮选用45号钢,调质,齿面硬度为235HBS。 大齿轮选用45号钢,正火处理,齿面硬度187HBS;根据表选7级精度。 选取安全系数SH=1,σHlim1=580MpaσHlim2=380Mpa [σH]1=KHN1σHlim1/SH=0.92×580Mpa=533.6mpa [σH]2=KHN2σHlim2/SH=0.98×380Mpa=372.4mpa 查得SF=1.4,σFlim1=380MpaσFlim2=360Mpa [σF]1=KFNIσFlim1/SF=0.88×380/1.4Mpa =238.86Mpa [σF]2=KHN2σFlim2/SF=0.92×360/1.4Mpa =236.57Mpa (2)按齿面接触疲劳强度设计 由a1≥76.43(kT1(u+1)/φau[σH]2)1/3 由式(6-15) 确定有关参数如下: 传动比i齿=3.31,载荷系数k=1.563 取小齿轮齿数Z1=25。 则大齿轮齿数: Z2=iZ1=3.31×25=82.7 取Z=90 可用齿数比: u=3.31 由表取φa=1 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×396.69×1×2×8×300×10=1.142×109 N2=2.765×109/3.31=8.353×108 (3)转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=86900N·mm (4)许用接触应力[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=466.8Mpa 故得: 初选螺旋角β=140 ,故, mn≥3√2×1.563×8.69×104×0.875×(cos140)2/1×252×1.65×0.01744=1.56mm 根据课本表取标准模数: m=3mm 计算小齿轮分度圆直径d1t≥59.88mm (5)齿形系数YFa 根据齿数Z1=25,Z2=90由表6-9相得 YFa1=2.62YFa2=2.20 查取应力校核系数FSα1=1.59,FSα2=1.78 σFE1=380Mpa,σFE2=360Mpa 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.92 6)许用弯曲应力[σF] 取弯曲疲劳系数S=1.4得 [σFE]1=KFN1σFE1/1.4=0.88×380/1.4Mpa=238.86Mpa [σF]2=KFN2σFE2/1.4Mpa=236.57Mpa 计算载荷系数K=1.563 计算大小齿轮的YFαYSα/[σFE]1=2.62×1.59/238.86=0.01744 YFα2YSα2/[σF]2=2.20×1.78/236.57=0.01655 故得: 初选螺旋角β=140 ,故, mn≥3√2×1.563×8.69×104×0.875×(cos140)2/1×252×1.65×0.01744=1.56mm 根据课本表取标准模数: m=2mm 计算小齿轮分度圆直径d1t≥59.88mm 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (7)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×59.88×396.69/60×1000 =1.24m/s β=arccosmn(Z1+Z2)/2a=arccos(30+99)×2/2×133=1405’17’’ 大,小齿轮参数: 分度圆直径: d1=mZ1/cosβ=61.8mm d2=mZ2/cosβ=204.1mm 齿宽: b=φaa=1×59.88mm=59.88mm 取b1=65mmb2=60mm 齿顶高ha=mn=2齿根高hf=1.25mn=3.5 齿顶圆直径da1=d1+2ha=65.8mm da2=d2+2ha=208.1mm齿根圆直径df1=d1-2hf=56.8mm df2=d2-2hf=199.1mm 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45钢调质,硬度217~255HBS 根据设计手册例题,并查表10-2,取c=107 d≥113(3.61/369.69)1/3mm=23.59mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=28.426×(1+5%)mm=29.84 ∴选d=30mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,小齿轮两面用封油盘定位,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴承盖和封油盘定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段: d1=30mm根据带轮宽度长度取L1=63mm 初选用7208C角接触球轴承,其内径为40mm, 宽度为18mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承座孔端面和箱体内壁应有一定距离。 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和带轮距箱体外壁应有一定矩离而定,故有: L2=44mm,d2=36mm Ⅳ段直径d3=40mm L3=31mm Ⅵ段直径d4=48mm,L4=8mm d5=208.1mm,L5=65mm d6=48mm,L6=8mm d7=40mm,L7=31mm (3)按弯矩复合强度计算 输出轴的设计计算 ①求分度圆直径: 已知d1=61.8mm ②求转矩: 已知T2=267700N·mm ③求圆周力: Ft Ft=2T2/d2=2×267700/204.1=2623N Fa=Fttanβ=2623×tan1405’17’’ Fr=Fetanan/cosβ=2623×tan1405’17’’ 压轴力: 1899.6 ⑤因为该轴两轴承对称,所以: LA=LB=51mm (1)绘制轴受力简图 (2)绘制垂直面水平面弯矩图,合成弯矩图 (3)绘制扭矩图 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据设计手册表取c=107 d≥c(P3/n3)1/3=113(3.36/119.85)1/3=34.33mm 取d1=38mm 因其跟联轴器相连,查标准可选对应联Y型长圆柱形轴孔,直径为38mm,长度L为82mm的联轴器,则可得L2=82mm。 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴环定位,右面用封油盘轴向定位,两轴承分别以轴承肩和轴承盖定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,封油盘和右轴承联轴器依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7210AC型角接球轴承,其内径为50mm,宽度为20mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取封油盘长为21mm,则该段长43mm,安装齿轮段长度比轮毂宽度短2mm。 又考虑到轴承座孔端面到内壁的距离为50mm,联轴器距轴承座孔端面距离为24mm,已经相对应的定位轴肩非定位轴肩引起的直径变化,得出各段轴的直径和长度如下: L2=42mm,d2=44mm Ⅳ段直径d3=50mm L3=43mm Ⅵ段直径d4=54mm,L4=58mm d5=64mm,L5=8mm d6=50mm,L6=33mm 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承 (1)已知nⅡ=396.69r/min 两轴承径向反力: FR1=536NFR2=520N 初先两轴承为角接触球轴承7208AC型 轴承内部轴向 FS=0.68FR则FS1=364.48NFS2=353.6N (2)故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=1054.6NFA2=353.6N (3)求系数x、y 根据课本表得e=0.68 FA1/FR1=1054.6N/536N>0.68 FA2/FR2=353.6N/520N=0.68 FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1 y1=0.87y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本表取fP=1 P1=1(x1FR1+y1FA1)=1×(0.41×536+0.87×1055)=1137N P2=1(x2FR1+y2FA2)=1×(1×520+0)=520N (5)轴承寿命计算 ∵P1>P2故取P=1137N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7208AC型的Cr=35200N,得 Lh=106/60n(ftCr/fpP)ε =106/60×396.69×(1×35200/1×1137)3 =1246649h>58400h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=119.85r/min 两轴承径向反力: FR1=FR2=491.5N 初先两轴承为角接触球轴承7210AC型 轴承内部轴向 FS=0.68FR则FS1=FS2=334.22N (2)故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=987.22NFA2=334.22N (3)求系数x、y 根据课本表得e=0.68 FA1/FR1=987.22N/491.5N>0.68 FA2/FR2=334.22N/491.5N=0.68 FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1 y1=0.87y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本表取fP=1.0 P1=1(x1FR1+y1FA1)=1×(0.41×491.5+0.87×987.2)=1060N P2=1(x2FR1+y2FA2)=1×(1×491.5+0)=491.5N (5)轴承寿命计算 ∵P1>P2故取P=1060N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7210AC型的Cr=40800N,得 Lh=106/60n(ftCr/fpP)ε =106/60×119.85×(1×408000/1×1060)3 =793000h>58400h ∴预期寿命足够 八、键联接的选择及校核计算 1.输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d1=30mm 查手册得,选用C型平键,得: 键A8×7GB1096-79 L1=50mml=L1-b=42mm T2=86900N·mmh=7mmk=0.5h=3.5mm 得 σp=2T2/kdl=2×86900/3.5×30×42 =39Mpa<[σR](120~150Mpa) 3、输出轴与齿轮联接用平键联接 轴径d2=54mmL2=58mmT=267700Nmm 查手册P51选用A型平键 键16×10GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mmh=10mmk=0.5h=5mm σp=2T/kdl=2×267700/5×54×34=58Mpa<[σp] 4、输出轴与联轴器联接采用平键连接 轴径d1=38mm 查手册得,选用C型平键,得: b×h=10×8GB1096-79 L1=70mml=L1-b=60mm T2=267700N·mmh=8mmk=0.5h=4mm 得 σp=2T2/kdl=2×267700/4×38×60 =59Mpa<[σR](120~150Mpa) 注意事项: 注意设计时长轴短轴各段距离和离箱体内侧等的距离。 F=2400N V=2.6m/s D=420mm n滚筒=118r/min η总=0.86 P工作=7.3KW 电动机型号 Y160M-6 i总=8.22 算得: i齿轮=3.41 i带=2.41 n0=970r/min n =402.49r/min n =118.03r/min P0=7.30KW P =6.94KW P =6.46KW T0=71.9N·m T =164.67N·m T =522.69N·m d2=269.92mm 取标准值 d2=270mm 379mm≤a0≤443mm 取a0=400mm Z=4根 F0=165.4N FQ=3448N αHlimZ1=580Mpa αHlimZ2=380Mpa [σH]1=533.6Mpa [σH]2=372.4Mpa σFlim1=380Mpa σFlim2=360Mpa SF=1.3 σF1=238.86Mpa σF2=236.57Mpa u=3.5 i齿=3.31 Z1=25 Z2=90 a=133mm m=2 b1=65mm b2=60mm
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