机械课程设计一级圆柱齿轮减速器.docx
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机械课程设计一级圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计说明书
课题名称一级圆柱齿轮减速器
专业机械设计制造及其自动化
、课题题目及主要技术参数说明。
1.1课题题目。
1.2主要技术参数说明
1.3传动系统工作条件。
1.4传动系统方案的选择。
、减速器结构选择及相关性能参数计算。
2.1减速器结构。
2.2电动机选择
2.3传动比分配。
2.4动力运动参数计算
三、V带传动设计
3.1确定计算功率。
3.2确定V带型号。
3.3确定带轮直径。
3.4确定带长及中心距。
3.5验算包角。
3.6确定V带根数Z。
3.7确定粗拉力F0。
3.8计算带轮轴所受压力Q。
四、齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)
4.1齿轮材料和热处理的选择。
4.2齿轮几何尺寸的设计计算。
4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸。
4.2.2齿轮弯曲强度校核。
4.2.3齿轮几何尺寸的确定。
4.3齿轮的结构设计。
五、轴的设计计算(从动轴)。
5.1轴的材料和热处理的选择。
5.2轴几何尺寸的设计计算。
5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径。
5.2.2轴的结构设计。
5.2.3轴的强度校核。
六、轴承、键和联轴器的选择。
6.1轴承的选择及校核
6.2键的选择计算及校核。
6.3联轴器的选择。
七、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算。
7.1润滑的选择确定。
7.2密封的选择确定。
7.3减速器附件的选择确定。
7.4箱体主要结构尺寸计算。
参考文献
第一章课题题目及主要技术参数说明
1.1课题题目
V带传动
D=130mm。
三相交流电源
带式输送机传动系统中的减速器。
要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及
1.2主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=2300N,输送带的工作速度V=1。
5m/s,输送机滚筒直径
1.3传动系统工作条件
单班制工作(每班工作8小时),要求减速器设计寿命为10年(每年按360天计算),的电压为380/220V。
1.4传动系统方案的选择
图1带式输送机传动系统简
第二章减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1减速器结构本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。
2.2电动机选择
(一)工作机的功率Pw.
Pw=FV/1000=2300×1.5/1000=3.45kw
(二)总效率总
3
总=带齿轮联轴器滚筒轴承
=0.94×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×0.96=0.858
(三)所需电动机功率Pd
PdPw/总3.45/0.845.80(2KW)
额定功率p=(1-1.3)po=4.02-5.23Kw查《机械零件设计手册》得Ped=5.5kw电动机选用Y132m-26n满=1000r/min
2.3传动比分配
工作机的转速n=60×1000v/(D)
=71.65r/min
i总n满/n960/71.6513.40
取i带3则i齿i总/i带13.4/34.47
将上述数据列表如下:
轴号
功率P/kW
N
/(r.min)
T/
(N﹒m)
i
0
4.20
960
39907
3
0.94
1
3.78
320
112573
2
3.67
71.59
488547
4.47
0.97
3
3.6
71.59
479229
1
0.98
第三章V带传动设计
3.1确定计算功率
查表得KA=1.1,则根据n=960r/min
PCa=KAP=1.1×4.02=4.422KW
3.2确定V带型号
按照任务书得要求,查表8-11可知选择普通V带。
根据PCa=4.422KW及n1=960r/min,查图确定选用A型普通V带。
3.3确定带轮直径
(1)确定小带轮基准直径
根据图推荐,由表8--8和8-10可知,取小齿轮的基准直径选择dd1=150mm。
(2)验算带速
v=dd1n1=125960=6.28m/s
601000600005m/s (3)计算大带轮直径 dd2=idd1(1-ε)=3×125=375mm 根据GB/T13575.1-9规定,选取dd2=375mm 3.4确定带长及中心距 (1)初取中心距a0 0.7dd1dd2a02dd1dd2 得315≤a0≤1200,根据总体布局,取ao=500mm (2)确定带长Ld: 根据几何关系计算带长得 Ldo2a02dd1dd2 2dd1dd2 4a0 =2500150450 2 2502 4500 =1816mm 根据标准手册,取Ld=1800mm (3)计算实际中心距 aa0Ld-Ld0=5001800-1816=492mm02 中心距变化范围为443-515mm 3.5.验算包角 dd2dd1 1180d2d157.3a 3.6.确定V带根数Z Pc Z≥(P0P0)KKL 根据dd1=125mm及n1=960r/min,查表得P0=1.382KWΔ,P0=0.11KW Kα=0.922 KL=1.01 查表8-4bpr=(po+ΔP0)×Kα×KL=1.492x0.922x1.01=1.39kw Z=PCa/pr=5.28/1.62=3.5,取Z=4 3.7.计算单根V带的初拉力的最小值F0minPc2.52 F0=500 (1)qv vZK 查表得q=0.10㎏/m,则 (2.50.922)×4.4222 (F0)min=5000.106.28=154N, 0min0.922×4×6.28 取(F0)min=160N 应使带的实际初拉力FO>1.5(F0)min=240N 3.8.计算带轮轴所受压力Fp 151Fp=2ZF0sin1=2×4×154×sin151=1193N22 第四章齿轮的设计计算 (1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 按图所示,选用斜齿圆柱齿轮传动,采用软齿面。 运输机为一般机器,速度不高,选用8级精度(GB10095-88)。 由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 ④选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=24×4=107。 3 确定有 2)按齿面接触强度设计齿轮 1由设计计算公式d≥2.32×{Kt·T1·Ze2·(u+1)/? d·[Hσ]2·u}关参数。 载荷系数Kt=1.3;小齿轮的转矩T1=112809N·mm; 1 2 齿宽系数? d=1;Ze=189.8MPa;u=4 2由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。 3由式10-13计算应力循环次数: 8N1=60·n1·jL·h=60×320×1×(1×8×300×8)=3.68641×088 N2=N1/I齿=3.6864×10÷4.47=8.2471×0 4计算接触疲劳许用应力: 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95;取失效概率1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 [σH]1=KHN1·σHlim1/S=540MPa [σH]2=KHN2·σHlim2/S=522.5MPa 3)计算: 计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值。 d1t≥2.32×{1.3×112809×5.47×189.82÷1÷4.47÷522.52}=66.622mm 许用接触应力σH=(552+528)/2=540MPa 计算圆周速度V。 V=πd·1t·n1/600×1000=1.12m/s ④计算齿宽b及齿宽与齿高之比b/h。 b=? d·d1t=1×66.622mm=66.622mm 模数m1=d1t/Z1=71.90÷24=2.99mm 齿高h=2.25m1=2.25×2.78=6.25 b/h=66.6226÷.25=10.66⑤计算载荷系数。 根据V=1.12m/s,8级精度。 由图10-8查得动载系数KV=1.12, 查表10-3可知斜齿轮KHα=KFα=1;由表10-2查得使用系数KA=1;用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时,由表10-4KHβ=1.459,由图10-13查的KFβ=1.35故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.459×1×1.12=1.634 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a) 11 33 d1=d1t(K/Kt)=66.622×(1.6341÷.3)=71.90mm ⑦计算模数。 m=d1/Z1=71.90÷24=2.99mm (四)按弯曲强度校核轮齿。 1 3齿根弯曲强度的设计公式m≥{2KT1/? dZ12(YFaYsa/[σf])} 1确定公式内的各计算数值: 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88。 计算弯曲疲劳许用应力: [σF]1取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得 [σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500÷1.4=303.57MPa [σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380÷1.4=238.86MPa计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.35=1.512 由表10-5查得齿形系数YFa1=2.652,YFa2=2.226。 由表10-5查得应力校正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.764。 计算大小齿轮的YFaYsa/[σF]并加以比较: YFa1Ysa1/[σF]1=2.651×.58÷303.57=0.01379 YFa2Ysa2/[σF]2=2.19×1.785÷238.86=0.01644 1 3 2设计计算m≥{2×1.512×99480×0.016371÷242}=2.05mm 可取由弯曲强度算得的模数2.2 并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=73.606mm,计算应有的齿数。 算出小齿轮齿数Z1=d1/m=71.9÷2.99≈25取Z1=25大齿轮齿数Z2=3.2x25=80取Z2=80 3几何尺寸计算: 1.计算分度圆直径d1=Z1m=25×2.5=62.5mm d2=Z2m=80×2.5=200mm 2.计算中心距a=(d1+d2)/2=262.52÷=131.25mm。 3.按圆取整后的中心距修正螺旋角β=arccos(Z1+Z2)m/2a=arccos0.969=14°18'由于角度相差不大,故参数不必修正计算齿轮宽度b=? d·d1=1×62.5=62.5mm 圆整后取B2=62.5mm,B1=68mm ㈤齿轮几何尺寸的确定; 齿顶圆直径da 由《机械零件设计手册》得 ha=1c=0.25 da1Z12ham(2521)2.0555.35(mm) da2Z22ham(8021) 2.05168.1(mm) 齿距 P=2×3.14=6.28(mm) 齿根高 hfhacm2.563(mm) 齿顶高 haham12.052.05(mm) 齿根圆直径df df1d12hf62.522.56357.374(mm) df2d22hf20022.563194.87(mm) ㈥齿轮的结构设计: 小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下: 轴孔直径 =d1=67(mm) 轮毂直径 D=1.6=1.6×67=107.2(mm) 轮毂长度 LB262.5(mm) 轮缘厚度 δ0=(3~4)m=6.15~8.2(mm) 取0=10 轮缘内径 D2=da2-2h-20=168.1-2×6.25-2×10=135.6mm 取D2=136mm 腹板厚度c=0.3B2=0.3×62.5=18.75取c=19(mm) 腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(107.2+135.6)=121.4(mm)腹板孔直径d0=0.25(D2-D1)=0.25(135.6-107.2)=38.5(mm)取40mm齿轮倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25取2齿轮工作如图2所示: 第五章轴的设计计算 5.1轴的材料和热处理的选择 由《机械零件设计手册》中的图表查得低速轴的材料选40号钢,调质处理,HB217~255 b=650MPas=360MPa1=280MPa 5.2轴几何尺寸的设计计算 初始数据 1=320r/min 3=71.59r/min 1=3.78kw 3=3.6kw 转速: N0=960r/minNN2=71.59r/minN 功率: P0=4.02kwP P2=3.67kwP 转速: T0=39907N.mmT1=112573N.mm T2=488547N.mmT3=479228N.mm 5.3按照扭转强度初步设计轴的最小直径 33 主动轴d1=cp1=1103.78=25.05mm1n1320 从动轴d2=cp2=1123.78=42.02mm2n271.59 考虑键槽d1=25.05×1.05=26.3025mm 考虑键槽d2=42.02×1.05=44.121mm 选取标准直径d1=28mm 选取标准直径d2=45mm ㈠高速轴Ⅰ的工作简图如下: 首先确定各段直径: A段: d1=28mm,由最小直径算出 B段: d2=35mm,根据毡圈油封标准,选择轴径长度35mm。 C段: d3=40mm,与轴承(深沟球轴承6008)配合,取轴承内径。 D段: d4=44mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm,高速轴内径为44mm。 E段: d5=56mm,设计定位轴肩高度为h=6mm。 F段: d6=40mm,与轴承(深沟球轴承6008)配合,取轴承内径 确定各段轴的长度: A段: L1=1.8×28=50.4mm,圆整取50mm。 B段: L2=58mm,考虑轴承盖与其螺栓长度后圆整取58mm, C段: L3=65.5mm,与轴承(深沟球轴承6008)(俩个)配合,加上甩油环长度以及内箱壁至轴承端面距离。 D段: L4=73mm,由高速轴齿轮齿宽B1=75mm及其间隙距离4mm确定。 E段: L5=9.5mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定。 F段: L6=45mm,由甩油环的宽度和深沟球轴承的长度确定轴的总长度L=298mm。 ㈡低速轴的工作简图如下: 联轴器的计算转矩Tca=1.3×517621n·mm=672907N·mm,按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册选用HL4型弹性柱销联轴器,其工程师转矩为1.25×106N·mm,选择联轴器的轴孔直径d=48mm,轴孔长度Y 型112mm。 确定各段轴的直径: A段: d1=48mm,与弹性柱销联轴器配合。 B段: d2=55mm,设定定位轴肩高度h=3.5mm,根据油封标准,选择轴径为55mm。 C段: d3=60mm,与轴承(深沟球轴承6012)配合,取轴承内径。 D段: d4=66mm,设定定位轴肩高度3mm,低速轴内径为66mm。 E段: d5=78mm,设定定位轴肩高度6mm。 F段: d6=60mm,与轴承(深沟球轴承6012)配合,取轴承内径。 确定各段轴的长度: A段: L1=112mm,根据弹性柱销联轴器HL4的轴孔长度Y型112mm. B段: L2=58mm,考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉。 C段: L3=46mm,与轴承(深沟球轴承6012)配合,考虑甩油环长度,以及内箱壁至轴承座端面距离。 D段: L4=68mm,根据齿轮轴上齿轮的宽度B2=75mm以及间隙距离4mm。 E段: L5=12mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定。 F段: L6=30mm,考虑轴承长度18mm与甩油环的高度。 5.4轴的校核计算: ①高速轴的受力如下图 齿轮上的分力 Ft1=2T1/d1=2×39907÷62.5=1277.024N Fτ1=Ft1·tan20°=1277.024×0.364=464.8N ,则再加上外侧 V带上的压轴力Fp=1193N经分析该结构为超静定问题,为了便于分析,先取内侧的轴承对分析,如果其符合要求的轴承对,轴一定满足要求。 L1=105.5mm,L2=67.5mm,L3=67.5mm由材料力学知识得 在水平面上由ΣFH=0得,FNH1+FNH2=FP+Fτ1对C点求矩FP(L1+L2)-FNH1L2+FNH2L3=0 弯矩MH1=FPL1,MH2=FNH2L3 在垂直方向上(V面) 由ΣFv=0得,FNv1+FNv2=Fτ1 对C点求矩-FNV1L2+FNV2L3=0 弯矩Mv1=Mv2=FNV1L3 在垂直方向上(V面) 由ΣFv=0得,FNv1+FNv2=Fτ1 对C点求矩-FNV1L2+FNV2L3=0 弯矩Mv1=Mv2=FNV1L3 解得: 水平支反力 FNH1=2846.7N,FNH2=-269.9N MH1=128288N·mm,MH2=18218N·mm 垂直支反力: FNV1=FNv=1869.38N Mv1=Mv2=126183N·mm 合成弯矩: MB=179944N·mm,MC=127491N·mm 所以B截面为危险截面按弯矩合成应力校核轴的强度,取α=0.6σca=﹛MB2+﹙αT12)﹜12÷W =﹛1799442+(0.6×134595)2﹜12/0.1×403=30.82MPa 高速轴的材料为40Cr,由表15-1差得[σ-1]=70MPa由σca<[σ-1]可知,该轴符合强度条件。 ②低速轴的受力如下图 齿轮上的分力 Ft2=2T2/d2=2×517621÷369N=3054N Fτ2=Ft2·tan20°=3054×0.364N=1112N L1=69mm,L2=69mm, 由材料力学知识得 在水平面上 由ΣFH=0得,FNH3+FNH4=Fτ2 对C点求矩 -FNH3L1+FNH4L2=0 弯矩 MH3=MH4=FNH3L1 在垂直方向上(V面) 由ΣFv=0得,FNv3+FNv4= 对C点求矩 -FNV1L1+FNV2L2=0 弯矩 Mv1=Mv2=FNV3L1 解得: 水平支反力 FNH13=556N,FNH4=556N MH3=38364N·mm,MH4=38364N·mm垂直支反力: FNV3=FNv4=1527N Mv3=Mv4=105363N·mm 合成弯矩: MC=164388N·mm 所以C截面为危险截面 按弯矩合成应力校核轴的强度,取α=0.6 22 σca=﹛Mc+﹙αT22)﹜12÷W =﹛1643882+(0.6×517621)2﹜21/0.1×663=12.22MPa 低速轴的材料为45钢,由表15-1差得[σ-1]=60MPa由σca<[σ-1]可知,该轴符合强度条件。 低速轴的受力如下图 轴承、键和联轴器的选择。 六、 6.1轴承的选择及校核。 1.高速轴承两对,选择型号为6008深沟球轴承。 经分析,易得靠近V带轮的两个轴承最 先失效,为了便于计算,把FNV1,FNH1均等作用在靠近V带的两个轴承上。 ①计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷: Fr=﹛﹙FNH1/2﹚2+﹙FNV1/2﹚2﹜? =1694.45N ②计算轴承当量载荷,取载荷系数fF=1.2,轴向载荷理论上为0,故Fa/Fr 表13-5得x=1,y=0则p=fF﹙xFr+yFa﹚=2033.34N 查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载CT=17KN﹙动载荷﹚, Cσr=11.8KN﹙静载荷﹚ 所以C=CT=1.7×104N ③校核轴承寿命: Lk=106﹙C÷P﹚3÷60÷N1h=106×﹙17000÷2033.34﹚3÷60÷320h =30438h≈10.6年 按一年360个工作日,每天单班制﹙8小时/天﹚,寿命10年,故所选轴承适用。 2.低速轴轴承,选择型号为6012深沟球轴承。 ①计算轴承的径向载荷: Fr3=﹛﹙FNH3/2﹚2+﹙FNV3/2﹚2﹜? =812.54N Fr4=﹛﹙FNH4/2﹚2+﹙FNV4/2﹚2﹜? =812.54N ②计算轴承3、4的当量载荷,取载荷系数fF=1.2,轴向载荷理论上为0,故Fa/Fr 则p3=fF﹙X3Fr3+Y3Fa3﹚=975.05N P4=fF﹙X4Fr4+Y4Fa4﹚=975.05N 所以取P=p3=P4=975.05N ③校核
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