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文档简介
1、机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器班级:班姓名:学号:指导老师:莫才颂目录一、 传动方案拟定二、 电动机的选择三、 计算总传动比及分配各级的传动比四、 V 带设计五、 齿轮的设计六、 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计七、 轴的设计八、 轴承校核计算九、 键的设计十、 润滑与密封十一、设计小结 十二、参考文献计算及说明结果传动方案拟定题目:带式输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器1)工作条件:皮带式输送机单向运转,载荷平稳,空载启动、二班制工作,运输带允许速度误差为5%,使用期限10年,小批量生产。2)原始数据:输送带拉力F=770N,带速V=1.3m/s,卷筒直径
2、D=250mmTF=770NV=1.3m/sD=250mm电动机的选择1、电动机类型的选择:Y系列三相异步电动 机(工作要求:连续工作机器),卧式封闭结构。2、选择电动机的容量工作机的有效功率 Pw 为Pw二FV=0.77x1.4=1.078KW从电动机到工作机传送带间的总效率为nn=n 1 n 22 n 3 n 4 n 5由机械设计课程设计指导书可知:n 1: V带传动效率0.96n 2:滚动轴承效率0.98(球轴承)n 3:齿轮传动效率0.97 (8级精度一般齿轮传 动)n 4 :联轴器传动效率0.99(齿轮联轴器)n 5:卷筒传动效率0.96由电动机到工作机的总效率n = n 1 n 2
3、2 n 3 n 4 n5=0.87因此可知电动机的工作功率为:Pd二P/ n =1.078/0.87kw=1.24KW式中:Pd工作机实际所需电动机的输出功率,kW;Pw=1.078KWn =0.87Pd=1.24KWn v=106.95r/minPed =2.2kW nm=1430r/mini=13.37Pw工作机所需输入功率。kW;n电动机至工作机之间传动装置的总功率。3、确定电动机转速工作机卷筒轴的转速 n=60 x1000 xV/ n D r/mi n=106.95r/mi n按推荐的传动比合理范围,V带传动在(24) 之间,一级圆柱齿轮传动在(36)之间,所 以总传动比的合理范围 =
4、624,故电动机的 转速可选范围为 n=nwi =6422567 r/min, 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及 带传动和减速器的传动比。因此选定电动机型 号为Y100L1-4 ,额定功率为Ped =2.2kW,满载 转速 nm=1430r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置的总传动比为i=n m/nw=1430/106.95=13.37i 减=4.18n i =446.88 r/min nn=106.9 r/mi nn m =n n=106.9r/mi nPi =1.19kWPn=1.13kWPm=1.10kWT i =25.43 N mT n =100.95 N
5、 mT m =98.27 N m2、分配各级传动比因i=i带i减,初取i带=3.2,则齿轮减速器 的传动比为i 减二i/i 带=13.37/3.2 =4.183、计算传动装置的运动参数和动力参数(1)各轴转速I 轴m 二n/i 带=1430/3.2 =446.88 r/minH轴 nn =ni/i 减=446.88/4.18 =106.9 r/min 卷筒轴 n皿=nn=106.9r/min(2)各轴功率I 轴 PiPd n 1=1.19kWn 轴 PnPi n 2 n 3=1.13 kW卷筒轴 PmPn n 2 n 4=1.10kW(3)各轴转矩I 轴 Ti =9550Pi/n i =25.
6、43N mn 轴 Tn =9550Pn/n n =100.95N m卷筒轴 Tm =9550Pm/n 皿=98.27N m四、V带设计设计参数应该满足带速 5m/sw V 120、一般带根数 Z71=227.2mm取 dd2=228mm带速 V :V二 n dd1 nm/60 1000二 n 71 1420/60 1000 =5.28m/s在525m/s范围内,带速合适。3、确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)w a 2(dd1+dd2)0. 7(71+228) a0 71+228)Pc=1.488 kWdd1=71mmdd2=228mmV=5.28m/sao =300mmLo=11O8
7、.91mmLd=1120mma=305.545mma 1=150.560Z=2所以有:209.3W ao1200 (适用)5、确定带的根数由 no=1420r/mindd1=71mm i=3.2查得Po=1.25kw Po=0.22kw查得 K a =0.93 查得 KL=0.93由 Z二PC/P=KAP/(P0+A P0)Ka KL得:Z=1.2 X.24/(1.25+0.22) 0.9XX.93 =1.17取Z=26、计算张紧力F0查得 q=0.07kg/m,则:F=500Pc/(ZV) (2.5/K a -1) +qV2 =500X 1.488/(2X 1.4)X (2.5/0.93-1
8、) +0.07 1.4* =157.53N 则作用在轴承的压轴力FQ :FQ=2ZFSina 1/2=2 1X157.53 SSin 150.5&/2=609.43N五、齿轮的设计1、选定齿轮材料及精度等级及齿数(1)材料选择。选择小齿轮材料为45调质处理硬度为260HBS大齿轮材料为45钢正火处理硬度为215HBS(2)机器为般工作机器速度不咼故选用8级精度 GB10095-88。(3)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式d1 (5902KT1(u 1)/ du(T H2)1/31.选择载荷系数K=1.22. 计算小齿轮传递的转矩FQ=609.43NT 1=2.5X104N mmd1=70m
9、mZ1=30Z2=123Ti=9.55x106xPi/ni=9.55x106x1.19/446.88=2.5x104N mm3计算接触疲劳许用应力(T HH= Hmin Zn/SHmin查得 T Hliml =610Mpa ,T Hlim2 =500Mpa接触疲劳Zn 由公式N=60njtH得N1=60 x446.88x5x365x16=7.8x108N2=N1/i 齿=7.8X1O8/4.18=1.87X10Zn1=1.06, Zn 2=1.13取 SHmin =1 H1 =646.6 Mpa (H2=565 Mpa试算小齿轮分度圆直径d1选择 d=1.1d1 (5902KT1(u 士 1)
10、 / du T H2)1/3=69.58 mm 取 70mm4确定主要参数1)选小齿轮齿数 Z1=30 大齿轮齿数Z2=30X4.18=123。2)初选螺旋角B =15。3)计算模数mom=2.25mm a=180mm3仃d1=70.59mmd2=289.41mmb2 =80mmb1 =85mmv =1.26m/smo= dicosB / Zi=69.58cos15/30 2.23 mm取 m=2.25mm4) 计算中心距 a d2 = dii 齿=290.84mmao=176.6mm 取 a=180mm5) 计算螺旋角cosB =mo(zi + Z2)/2a=0.95625176) 分度圆直
11、径di= zi (mo)/ cos 3 =70.59mm d2= z (mo)/ cos 3=289.41mm齿宽 b b= dd1 = 1.1x70.59mm76.53mm取 b2 =80mm 则 m =85mm7) 计算圆周速度v。v= nd i/60 x1000=1.26m/s 因为vv 6m/s故取8级精度合适。2、校核弯曲疲劳强度1)复合齿形因素yFs3Zv1二zcos3 =34.31Zv2=Z2/cos 3 3=140.67得 yfs1=4.1yfs2=3.92)弯曲疲劳许用应力(T bbT bb= T bblim/Slim X yN弯曲疲劳应力极限T bbiimi =490 pa
12、MTbbiim2 =410 paM弯曲疲劳寿叩系数yn1 = 1yn2=2弯曲疲劳最小安全系数S Flim=1T bb1 =490 Mpa T bb2 =410 Mpa3)校核计算T bz =1.6KYsC0sB /bmoZ1=124W T b“T bb2= T bb1y fs2/y fs1 =119 T bb1 T bb2综上可知齿轮的设计参数如下小齿轮分度圆直径d1=70.59mm大齿轮分度圆d2=289.41mm中心距a=180mm小齿轮齿宽B1=85mm大齿轮齿宽B2=80mm模数m=2.25T bb1 =490 MpaT bb2 =410 Mpad1=70.59mm d2=289.4
13、1mm a=180mmB1=85mmB2=80mmm=2.25八、减速器铸造相体的主要结构尺寸设计名称符号尺寸 mm箱体壁厚56箱盖壁厚5 15箱体凸缘厚度b9箱盖凸缘厚度bl8机座底凸缘厚度b215地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径D116机盖与机座联接螺栓直径D210轴承端盖螺钉直径D38df, d1, d2 至外C126, 22, 16机壁距离df,d2至凸缘边缘距离C224, 14箱座咼度h60外机壁至轴承座端面距离L1114大齿轮顶圆与内机壁距离 18齿轮端面与内机壁距离 218箱盖、箱座肋厚m1,m5, 4轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近以Md1和Md2互不干涉为准
14、一般s=D2七、轴的设计选取轴的材料为45钢调质处理,硬度217255HBs 抗拉强度极限 B=640Mpa 屈服极限 s= 355MPa弯曲疲劳极限-i=275MPa 许用弯曲应力(T -i=60MPa取 Co=110I 轴:dimin=Co Pi/nJ 1/3=15.2mmII 轴:d2min=Cop2/n21/3=24.1mm1、低速轴的设计计算取低速轴最大转矩轴进行计算,校核.考虑有键槽,将直径增大5%,则:d2min=24.1x( 1+5%) =25.305mm d2=30mm轴的结构设计联轴器的计算转矩:Tea =KAT2查得 KA=1.5 Tca=1.5x100.95=151.4
15、25J m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查设计手册,选择II轴与III轴联轴器为弹性柱销联轴器。型号为LX2型联轴器,半联轴器 |的孔径 30mm,半联轴器长度L-82mm,半联轴器与轴 配合的毂孔长度L仁60mm(1)轴上零件的定位,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dimin = l5.2mm d2min=24.1mmd2=30mmL1= 60mmdii-III =35mmLI-II =58mmd m - v =d 可-皿=40mml 可-皿=22mmdv - v =45mm分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联 接以平键作为过渡配合固定,两轴
16、承均以轴肩定位(2)确定轴各段直径和长度1) 11-1段:为了满足半联轴器的轴向定位要求,1-11轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的 直径dii-iii =35mm,半联轴器与轴配合的毂孔长 度:L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴 器上而不压在轴的端面上,故此段的长度应略 短,取 LI_II =58mm2) 初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力 和轴向力的作用,故选用圆锥滚子轴承,参照工 作要求并根据dn_m =35mm,由设计手册选取 30208 型轴承,尺寸:d x D x B =40 x80 x18, 轴肩 :damin=47mm故 dm- iv二-皿=40mm l
17、可-皿=22mm3) 取安装齿轮处轴段IV的直径dv-v =45mm齿 轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮 轮毂的宽度为78mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取1 W - Vl v- V mm=76mmmm=76mm齿轮右端米用轴肩定位,轴肩高度hh=4.5mm 0.1d=0.1x45=4.5mm。dv -可=47mm则轴环处的直径 d V -在=45+2h=54mnl V-可=7mmdamin=47mml n-皿=78mm轴环宽度 b 1.5h=6.75mm,取 1 V-可=7mm dv-可v Da=73mm卩轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承.4)取
18、1 口 -皿=78mma=18mm5)取齿轮距箱体内壁距离为:a=18mml 皿-v =42mml 皿-iv =22+a+ (78-76) =42mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均米用平键联 接b x h=14x9按dv- V =45mm查手册得:平键截面b x h=14x9,键槽用键槽铣刀加工,长为:63 mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,查设计手册选择齿轮轮毂与轴的配合为H/n6半联轴器与轴的联接,选用平键为:12x7x50,半联轴器与轴的配合为:H7/k6滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差
19、为 m6(4)确定轴上圆角和倒角尺寸,取轴端倒角为:2x45 0,过度圆角半径全部去r=1mm2、高速轴的设计计算1)考虑有键槽,将直径增大d1=20mmdimin=15.2x( 1+5%) =15.96mm di=20mmLi -n =58mm取 L i - n =58mm H处为定位轴肩,d 口 -皿dn - m =22.8mm=20+20*0.07*2=22.8mmdn - m =25mm取 dn-皿=25mm L-皿=70mmLn - m =70mm2)初步选择滚动轴承由设计手册选取30205型轴承,尺dxDxB=25x52x寸:dxDxB=25x52x15,轴肩 damin=31mm
20、, III 处15为非疋位轴肩,取 dm- iv =dw-呱=25mm L皿-iv=Lw-呱=20mmd m - v =d 皿-呱V处为定位轴肩,dv - v =25+25*0.1*2=30mm=25mmdv- v =d-皿=30mm Lv-v=L-皿=12mmL m - v =L 皿-dv-可=48mi,Lv-可=85mm3)轴上零件的周向定位带轮,采用平键联接按d仁20mm查手册得:平 键截面bxh=8x7,键槽用键槽铣刀加工,长 为:36mm.为了保证带轮与轴配合有良好的对中性,查设 计手册选择带轮轮毂与轴的配合为:H7/n6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证 的,此处选轴的直径
21、尺寸公差为:m64)确定轴上圆角和倒角尺寸,取轴端倒角为:2x45 0,过度圆角半径全 部去r=1mm3、按弯扭合成应力校核轴的强度。1)计算作用在轴上的力大齿轮受力分析圆周力:Ft2=2T/d 2=2X100.95X103/289.41=698N径向力:Fr2=F2 xtan a n/cos B =266N轴向力:Fa2=Ft2tan B =698xtan170=213N2)计算支反力=20mmdw - v =30mmd iv - v =d 可-皿=30mmL v - v =L 可-皿=12mmdv -可=48mmLv -可=85mm bxh=8x7Ft2=698NFr2=266NFa2=2
22、13N水平面:FIH二EH=F2/2=698/2=349N垂直面:F2V= ( Fr2XLl-Fa2Xd/2 ) /L I=-140NFlV=Fr2-F2v=405N3)求垂直面的弯矩Mv=F2vxLi/2=5.32 N mMv二FivxLi/2=15.39 N m4)求水平弯矩:MH=MH二FIHXLI/2=13.26 N m5)求轴传递的扭矩:T二F2 d/2=26.52 N m6)求合弯矩:M=(MA2+M:)1/2=19.63 N m7)求危险截面的弯矩当量:Me=(M+( a T)2)? =21.7 N m8)计算危险截面处轴的直径:d(Me/0.1 (T -1b) 1/3=1.5m
23、m 安全八、轴承校核计算1. 轴承的选择FIH=349NF2V=-140NF1V=405NMv=5.32 N mMv=15.39 N mMH=13.26 N mT=26.52 N mM=19.63 N mMe=21.7 N md=1.5mm轴承1单列圆锥滚子轴承30205 GB/T297-1994轴承2单列圆锥滚子轴承30208 GB/T297-19942. 校核轴承1)圆锥滚子轴承 30205 查设计手册得Cr=102KN C r=130KN 取 fp=1.5 , FR= ( FAV2+FAH2) 1/22 2 1/2FR3=( FAV2+FAH2) =3459.87N2 2 1/2FR尸(
24、FBV2+FBH2)=5003.66N由设计手册查得 30212圆锥滚子轴承y 值为1.5.由课本公式得 轴承的派生轴向力Fsa=FR3/2y=1153.29N,F S4二FR4/2y=1667.89N因FS3+Fa2 FS4,故1为松边。作用在轴承上的总的轴向力为:FA3=Fs3=1153.29N,FA4=Fs4+Fa2=3296.85N查得:e=0.4 , FA3/FR3=0.33 Ve, X3=1, y3=0,FA/F R4=0.66 e,得:X4=0.4 , y4=1FR3=3459.87NFR4=5003.66NFS3=1153.29NFS4=1667.89NFA3=1153.29N
25、FA4=3296.85NP3=5189.81N计算当量动载荷:R=1.5*( 1*3459.87 )=5189.81NP4=7947.47P4=1.5* (0.4*5003.66+1*3296.85 ) =7947.47 P3计算轴承寿命,得Lh=16670/n (Cr/p ) 取:Lh2=130359775 =10/3 (滚子轴承)1h贝卩:Lh2=16670/85( 90.8*10 3/7947.47)10/3 = 1303597751h Lh =12000h2)圆锥滚子轴承 30208 查设计手册得2 2Cr=63KN Cr=74KN 取 fp=1.5 , FR= (FAV+FAH)1/
26、2FR3=2925.18NFR3= ( FAV22+FAH22) 1/2=2925.18NFR4=3264.76NFR4=(FBV;+FBH;) 1/2=3264.76N由设计手册查得30212圆锥滚子轴承y值为1.5.FS1=975.06N由课本公式得轴承的派生轴向力FS2=1088.25NFs1=FR1/2y=975.06N,F S2二FW2y=1088.25N因FS汁Fa1 FS2, 故 1为松边。作用在轴承上的总的轴向力为:FA1=975.06NFA1=FS1=975.06N,FA2=FS2+FS1=2838NFA2=2838NPi=4387.77NP2=6215.856Lh2=156
27、09653960her 01=116.3 Mpa(T 02=95.85 Mpa查得:e=0.37 , FAI/FRI=0.33 V e, x i=1, yi=0, FA/F r2=0.66 e,得:X4=0.4 , y4=1计算当量动载荷:Pi=1.5*( 1*3459.87 )=4387.77NP2=1.5* ( 0.4*3264.76+1*2838 ) =6215.856 Pi计算轴承寿命,得Lh=16670/n (G/p ) 取: =10/3 (滚子轴承)3则:Lh2=16670/340 ( 63*10 /6215.856 )10/3 = Lh =12000h九、键的设计1. 输入轴:键8x7, GB/T, C型2. 大齿轮:键14x9, GB/T, A型3. 输出轴:键12x7, GB/T, C型查机械设计(T p=120Mpa强度条件:4T/dhl (T p校键 1:(T 0=4T/dhl=4*202000/ (32*7* (36-5)=116.3Mpav (T p键 2:0=4T/dhl=4*7
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