机械设计一级减速器课程设计Word格式.doc
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综合考虑容量和转速,有设计手册查出有2种适用的电动机,因此有2种传动方案,如下图所示:
方案
电动机型号
额定功率
kW
电动机转速r/min
电动机质量Kg
同步转速
满载转速
1
Y160M-4
11
1500
1460
123
2
Y160L-6
1000
970
147
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见方案2比较适合,则选n=1000r/min。
2.4确定电动机的型号
根据以上选用电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y160L-6。
其主要性能:
额定功率:
11kW,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:
(2)分配传动比:
式中,、分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=3.2(V带传动取2∽4比较合理)
则减速器的传动比为:
四、计算传动装置的运动参数和动力参数
4.1各轴转速
Ⅰ轴r/min
Ⅱ轴
卷筒轴
4.2各轴输入功率
Ⅰ轴PⅠ=
Ⅱ轴PⅡ=PⅠPⅠ
卷筒轴P卷=PⅡPⅡ
Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98,即
Ⅰ轴的输出功率为
PⅠ′=PⅠ×
0.98=8.83×
0.98=8.65kW
Ⅱ轴的输出功率为
PⅡ′=PⅡ×
0.98=8.39×
0.98=8.22Kw
4.3各轴输入转矩
电动机输出转矩:
各轴输入转矩
Ⅰ轴
TⅠ=
Ⅱ轴
卷筒轴
Ⅰ、Ⅱ轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98,即
Ⅰ轴的输出转矩
Ⅱ轴的输出转矩
运动和动力参数计算结果如下表所示
轴名
功率P(Kw)
转矩T(N﹒m)
转速nr/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
9.2
90.58
3.2
0.96
Ⅰ轴
8.83
8.65
278.26
272.69
303.13
5.29
0.95
Ⅱ轴
8.39
8.22
1399.28
1371.29
57.36
1.00
0.97
卷筒轴
8.14
7.98
1357.58
1330.43
57.30
五、传动零件的设计计算
5.1带的传动设计:
(1)计算功率Pc
由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数KA=1.2,故
(2)选取普通V带型号
根据,由《机械设计》图5.14确定选用B型。
(3)确定带轮基准直径D1和D2
由《机械设计》表5.6取D1=140mm,ε=1%,得
由表5.6取。
大带轮转速
其误差为1.4%<
故允许。
(4)验算带速v
在5~25m/s范围内,带速合适。
(5)确定带长和中心距a
初步选取中心距mm,取故
由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm。
实际中心距
(6)验算小带轮包角α1
>
120。
合适
(7)确定V带根数Z
传动比
由《机械设计》表5.3查得,由表5.4查得
由表5.7查得,由表5.2查得
V带根数
取Z=5根。
(8)求作用在带轮轴上的压力FQ
由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m
单根V带的张紧力
作用在带轮轴上的压力为
5.2齿轮传动的设计计算
选定齿轮材料及精度等级及齿数
(a)机器为一般机械厂制造,速度不高,故选用7级精度。
(b)由于结构要求紧凑,故大小齿轮最好选用硬齿面组合,
小齿轮45SiMn表面淬火,HRC45~55
大齿轮45钢表面淬火,HRC40~50
(c)确定许用应力(Mpa)--由《机械设计》图6.14、图6.15得
(d)由《机械设计》表6.5取
使用寿命
由《机械设计》图6.16曲线,由图6.17得,
(e)按齿面接触疲劳强度设计(长期单向运转的闭式齿轮传动)
工作转矩
确定载荷系数:
由《机械设计》表6.2;
由7级齿轮精度取;
由硬齿面取,则
取则
查《机械设计》图6.12,得;
查表6.3得,,由表6.8得
(f)确定中心距a
因尽量圆整成尾数为0或5,以利于制造和测量,所以初定a=190mm
(g)选定模数、齿数和螺旋角
一般,,初选,则
则
由《机械设计》表6.7,取标准模数
则
取
由于,所以
取,则
齿数比
与i=5.29比,误差为0.8%,可用
则
(h)计算齿轮分度圆直径
小齿轮:
大齿轮:
(i)齿轮宽度
按强度计算要求,取,则齿轮工作宽度
圆整为大齿轮的宽度
则小齿轮宽度
(j)接触疲劳强度的校核
故满足强度要求
(k)齿轮的圆周速度
由手册查得,选8级制造精度最合宜。
(f)归纳如下
螺旋角
中心距a=190mm
模数
齿数及传动比
分度圆直径
齿宽
5.3轴的设计计算
两轴上的功率P、转数n和转矩
由前面的计算已知:
PⅠ=8.83kWnⅠ=303.13r/minTⅠ=278.26N·
m
PⅡ=8.39kWnⅡ=57.30r/minTⅡ=1399.28N·
(a)求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径
作用在小齿轮周向力:
小齿轮的径向力:
小齿轮的轴向力:
带轮给轴I的载荷FQ:
带轮给轴I的转矩TI
TI=278.26N.m
已知大齿轮的分度圆直径
大齿轮的周向力:
大齿轮径向力:
大齿轮的轴向力:
作用在联轴器端的转矩T:
(b)初步确定轴的最小直径
5.3.1Ⅰ轴的设计及校核
(i)选取的轴的材料为45钢,调质处理
由《机械设计》表11.3选C=112
(ii)确定轴各段直径和长度
①从大带轮开始左起第一段,由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取,又带轮的宽B=(1.5~2)d1,即B=2d1=74mm,则第一段长度
②左起第二段直径取
根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm.
③左起第三段,该段装有滚动轴承,选用角接触球轴承,选用7009C型轴承,其尺寸为,那么该段的直径d3=45mm,长度为L3=40mm.
④左起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取d4=51mm,长度取L4=10mm
⑤左起第五段,因为齿轮分度圆直径为60.8mm<
1.8倍轴的直径,故做成齿轮轴段,齿轮宽度为80mm,则此段的直径为d5=65.8mm,长度为L5=80mm
⑥左起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取d4=51mm,长度取L6=10mm
⑦左起第七段,为滚动轴承安装出处,取轴径d7=45mm,长度为L7=40mm
综上:
轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm
(iii)轴上零件的周向定位
V带与轴的周向定位采用平键联接,由轴右起第一段直径d1=37mm,查手册得平键截面,键槽采用键槽铣刀加工,长度系列为L=80mm,同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性,故选择带轮毂与轴的配合,滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证,此处选择的轴的直径尺寸公差为m6.
(iv)确定轴上圆角和倒角尺寸
由《机械设计》表11.2查得,取轴右端倒角为,轴右起1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm,3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm,
5、6段圆角半径为2.0mm,6、7段圆角半径为2.0mm,轴左端倒角为
(v)轴上支反力
①绘制轴受力简图(如图所示)
因两轴承对称布置,由手册查得30209型圆锥滚子轴承
所以L=255mm
(D为齿轮处轴直径)
②绘制水平面、垂直面弯矩图(如图所示)
轴承支反力:
水平面支反力:
垂直面内支反力:
…………①
以轴承1作用点求矩:
…………②
将数据代入①②得
根据简图,水平面内和垂直面内各力产生弯矩为
按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图
根据已做出的弯矩图和扭矩图,求弯矩Mca
所以
(其中α=0.6)
已知轴的计算弯矩后,即可对某些危险截面的(及计算弯矩大而直径可能不足的截面,)做强度校核计算,通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面(即左边轴承的截面)
则
(其中由《机械设计》表11.4查得)
故,安全
5.3.2II轴的设计计算及校核
(i)选取轴的材料为45钢,调质处理
由《机械设计》表11.3查得C=112
①联轴器的选择
为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应,故需选联轴器的型号,联轴器的计算转矩,查《机械设计》表10.2,考虑到转矩变化很小,故取,则
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LX4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为2500N.m,半联轴器I的孔径,故取轴的右端第一段的直径为;
半联轴器长度L=142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=142mm
②右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段直径,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=50mm
③右起第三段,该段有滚动轴承,选用角接触球轴承,选用7014C型轴承,其尺寸为,那么该段直径为d3=70mm,长度为L3=30mm
④右起第四段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承内圈外径,取d4=77mm,L4=10mm
⑤右起第五段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%,大齿轮的分度圆为319.1mm,为了便于齿轮的装拆与齿轮的配合,则d5=86mm,齿轮宽为75mm,为了保证定位的可靠性,取轴的长度为73mm。
⑥右起第六段,该段为齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩直径为d6=94mm,长度取L6=10mm
⑦右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径d7=70mm,长度L7=30mm
综上
轴的总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=345mm
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,按齿轮处轴径d5=86mm,查手册得平键截面,键的长度系列为L=70mm。
同时为了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,半联轴器与齿轮的联接,选用平键,长度系列L=100mm。
半联轴器与轴的配合为,滚动轴承和轴的配合是借过渡配合来保证的,此处选择轴的直径尺寸公差为m6.
(iv)轴上圆角和倒角尺寸
由《机械设计》表11.2,取轴的右端倒角为,右端起1、2轴段圆角半径为2.0mm,2、3段圆角半径为2.0mm,3、4段圆角半径为2.5mm,4、5段圆角半径为2.5mm,5、6段圆角半径为2.5mm,6、7段圆角半径为2.5mm,左端倒角为
(v)轴上支反力及轴上强度校核
①绘制轴受力简图(如图所示)
因两轴承对称布置,由手册查得7014C型角接触球轴承,其尺寸为
所以L=123mm
(D为齿轮处轴直径)
…………①
…………②
六,滚动轴承的选择及校核计算
6.1I轴上滚动轴承选择及校核计算
(a)由前面计算知轴I上轴承型号为30209型圆锥滚子轴承,其尺寸为
已知:
nⅠ=303.13r/min
轴I的受力如下图所示:
(b)根据已知条件,预计轴承的使用寿命为
(c)由手册查得,
e=0.4Y=1.5
由《机械设计》表8.6查得
(d)计算派生轴向力S1、S2
由《机械设计》表8.5查得圆锥滚子轴承当A/R>
e时,y=0.4cotα
则由表8.7查得圆锥滚子轴承()
即
(e)计算轴承所受的轴向负荷
因为
并由轴承受力图分析知,右边轴承受紧,左边轴承被放松。
由此可得
(f)计算当量动负荷
左边轴承
因为
所以
右边轴承
因为
所以
(g)计算轴承寿命
因为,故按左边轴承计算轴承的寿命
由圆锥滚子轴承得
所选轴承30209型圆锥滚子轴承合
6.2II轴滚动轴承的选择及校核计
(a)有前面的计算知II轴上滚动轴承的型号为7014C型,其尺寸为,只承受径向力。
已知II轴各参数为:
(b)根据已知条件,轴承的使用寿命为
(c)由手册查得,
由《机械设计》表8.6查得
轴II的受力如图所示
则
(d)计算派生轴向力S1、S2
由《机械设计》表8.7查得70000C型轴承的派生轴向力为S=0.5R,则可求得轴承派生轴向力为
(e)计算轴承所受的轴向负荷
(f)计算当量动负荷
轴承1
由《机械设计》表8.5,用线性插值法可求得:
由e1查《机械设计》表8.5,用线性插值法求得:
轴承2
由《机械设计》表8.5,用线性插值法查得,
由e2查表8.5,并用线性插值法求得:
(g)轴承寿命计算
因P2>
P1,故按右边轴承的计算寿命()
故选轴承合格
七,键的选择及校核
7.1I轴:
带轮与轴用平键联接,其型号为,长度系列L=80mm
键的工作长度:
根据《机械设计》表3.1,由轴和齿轮的材料,选取
故,满足挤压强度条件
7.2II轴:
(i)齿轮与轴用平键联接,其型号为长度系列L=70mm
键的工作长度
故,满足强度挤压要求
(ii)联轴器与齿轮的联接用平键联接,其型号为,长度系列L=100mm
键的工作长度为:
则
满足强度挤压要求。
八,密封与润滑的设计
8.1密封
由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用
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- 机械设计 一级 减速器 课程设计
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