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文档简介

1、本科课程设计(论文)说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院(系) 机械工程学院 专 业 04机电2班 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2007 年 7 月 12 日 机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容:根据给定的工况参数,选择适当的电动机、选取联轴器、设计v带传动、设计两级齿轮减速器(所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件)和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图 三、 原始数据运输带拉力f= 4550(n)运输带速度v=0.95(m/s)滚筒直径d=590(mm)滚筒及运输带效率h=0.94。工作时,载荷有轻微冲击。事内工作,水分

2、和颗粒为正常状态,产品生产批量为成批生产,允许总速比误差<±4%,要求齿轮使用寿命为10年,二班工作制,轴承使用寿命不小于15000小时,试设计齿轮减速器(两级)。四、 设计工作量及要求每个同学独立利用计算机绘制(使用autocad绘制)完成总装图一张(一号图纸),高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张(二号或三号图纸)、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用,轴承选用与校核,v带、齿轮、轴、齿轮箱设计(包括v带、轴、齿轮的校核)。具体内容参见机械设计课程设计一书1。参数请参考下列文献:1 朱文坚、黄平:机械设计课程设计,广州:华南理工大学出版社2 机械零件设计手册,北

3、京:冶金工业出版社3 机械零件设计手册,北京:化学工业出版社课程设计(论文)评语: 课程设计(论文)总评成绩: 课程设计(论文)答辩负责人签字: 年 月 日 目录一. 传动方案拟定5二. 电动机的选择5三. 计算总传动比及分配各级的传动比6四. 运动参数及动力参数计算6五. 传动零件的设计计算7六. 轴的设计计算14七. 滚动轴承的选择及校核计算21八. 键联接的选择及计算22九. 课程设计小结23十. 参考文献24计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第77组:运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器(1) 工作条件:使用年限10年,工作为二班工作制,载荷有轻微冲击,事内工作

4、,水分和颗粒为正常状态,产品生产批量为成批生产,允许总速比误差<±4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。(2) 原始数据:运输带拉力f=4550n;带速v=0.95m/s;滚筒直径d=590mm。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)传动装置的总效率:连轴器为弹性连轴器,轴承为深沟球轴承,齿轮为精度等级为8的闭式圆柱齿轮,带传动为v带传动.根据<机械设计课程设计>表2-3则有:总=带×4轴承×2齿轮×联轴器×滚筒=0.95×0.984

5、15;0.972×0.993×0.98=0.8099(2)电机所需的工作功率:p工作=fv/1000总=4550×0.95/1000×0.8099=5.339kw 查表16-1,16-2选取电动机为y123m2-6的y系列三相异步电动机ped=5.5kw 满载转速为960r/min3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n筒=60×1000v/d=60×1000×0.95/×590=19.099r/min按<机械设计课程设计>表2-4推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动高速级为斜齿,传动比范围i1=36,

6、低速级用直齿取i2=34。取v带传动比i3=24,则总传动比范围为ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=(1896)×35.77=6433433r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选nd =960r/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,由表16-1选定电动机型号为y123m2-6。其主要性能:额定功率:5.5kw,满载转速960r/min,额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:

7、i总=n电动/n筒=960/19.099=50.2642、分配各级传动比(1) 取v带传动比i带=2.51,根据表2-4(一下无特殊说明则表格皆为<机械设计课程设计>一书表格)两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=5.6 i2=3.55四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)(0轴为电动机轴)n0=n电机=960r/minni=n0/i带=960/2.51=382.47(r/min)nii=ni/i齿轮1=382.47/5.6=68.298(r/min)niii=nii/i齿轮2=68.298/3.55=19.23(r/min)2、 计算各轴的功率(k

8、w)p0=pd=5.5kwpi=p0×带=11×0.95=5.072kwpii=pi×轴承×齿轮=5.072×0.98×0.97=4.87kwpiii=pii×轴承×齿轮=4.87×0.98×0.97=4.677kw3、 计算各轴扭矩(n·mm)t0=9.55×106p0/n0=9.55×106×5.5/960=53.11n·mti=9.55×106pi/ni=9.55×106×5.072/382.47=126.64

9、4n·mtii=9.55×106pii/nii=9.55×106×4.87/68.298=680.964n·mtiii=9.55×106piii/niii=9.55×106×4.677/19.23=2322.691n·m运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查:电动机输出i轴ii轴iii轴n(r/min)960382.4768.29819.23p(kw)5.55.0724.874.677t(nm)53.11126.644680.9642322.691五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1)

10、确定计算功率 pca 由课本附表11.6得:ka=1.1pca=ka pi=1.1×5.5=6.05kw(2) 选择普通v带截型根据pca、ni,由教材的附图11.1确定选用a型v带。(3) 确定带轮基准直径,并验算带速由教材附表11.4和附表11.7 得,选取小带轮基准直径为d1=125mm根据教材式(9.14),计算从动带轮基准直径d2 d2= d1i带=125×2.51=313.75mm验算带速v:v=d1 ni /60×1000=×125×960/60×1000=6.28m/s <30m/s带速合适。(4) 确定带长和中

11、心矩根据0.7(d1+ d2)a02(d1+ d2)0.7(125+315)a02×(125+315)所以有:308mma0880mm初步确定中心矩a0=500mm由课本式(9.26)得:ld=2a0+1.57(d1+ d2)+( d1- d2)2/4a0=2×500+1.57(125+315)+(125-315)2/(4×500)=1708.85mm根据课本附表11.3取ld=1800mm根据课本式(9.17)计算实际中心矩a aa0+(ld- ld)/2=500+(1800-1708.85)/2=545.575mm(4)验算小带轮包角1=1800-( d2-d

12、1)/a×600=1800-190/545.575×600=159.10>1200(适用)(5)确定带的根数 由ni=960r/min、d1=125mm、i带=2.51,根据课本附表11.5a和附表11.5b得p0=1.4kw,p0=0.11kw根据课本附表11.8得k=0.95根据课本附表11.9得kl=1.01由课本式(9.29)得z= pca/(p0+p0)kkl=4.1757取z=5根。(6)计算预紧力f0由课本附表11.2查得q=0.10kg/m,由式(9.30)得f0=500(pca/zv)(2.5/k-1)+qv2=500×(6.05/(5&#

13、215;6.28)×(2.5/0.95-1)+0.10×6.282n=161.13n(7)计算作用在轴承的压力q由课本式(9.31)得q=2zf0sin(1/2)=2×5×161.13xsin(159.1/2)=1584.57n2、齿轮传动的设计计算1)高速级斜齿轮传动设计 (1)选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢,并经调质后表面淬火,齿面硬度为hrc1=hrc2=45。b.初选8级精度。(gb10095-88)c.选小齿轮齿数z1=26,大齿轮齿数z2=i1 z1=5.6x26=145.

14、6,取z2=146。d.初选螺旋角为 =150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀,也可能为疲劳折断,故分别按接触强度和弯曲强度设计,分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kt1(zhze)2(1)/( h2)1/3a. 确定公式内的各计算值载荷系数k:试选kt=1.5。小齿轮传递的转矩ti=126644n·mm齿宽系数:由附表6.4选取=1。弹性影响系数ze:由课本附表6.4查得ze=189.8。节点区域系数zh: zh= 由得=20.646900=14.076100则zh=2.425端面重合度:=29.419060=22.54910代入上式得=1.667接触疲劳

15、强度极限hlim:由课本附图6.6按硬齿面查得hlim1=hlim2=1000mpa应力循环次数n1=60n1jlh=60x382.47x1x(2x8x300x10)=1.102x109 n2= n1/i1=1.102x109/3.55=1.967x108接触疲劳寿命系数khn:由课本附图6.4查得khn1=0.91,khn2=0.98。接触疲劳许用应力h通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=910mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0.98/1.0mpa=980

16、mpa因(h1+ h2)/2=945 mpa <1.23h2,故取h=945 mpab.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kt1(zhze)2(1)/( h2)1/3= 2×1.5×126644×(5.6+1)/0.9×5.6×0.2372221/3mm=39.942mm(2)计算圆周速度v0.7999m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h:b/h11.96(4)计算载荷系数k:由v0.7999m/s,查附图6.1,k=1.05 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系数=1参考附表6.3中6级精度公式,估计>1.34

17、=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数k=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=41.043mm模数:mn=cosxd1/z1=41.043cos15°/26=1.5248mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数kka=1 ka=1 kv=1.05 =1.38k=1x1.05x1x1.38=1.4492. 齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=26,z2=146由表6-9相得yfa1=2.53 ysa1=1.62yfa2=2.1352 ysa2=1.83842. 计算螺旋角影响系数y:轴面重合度 0.318

18、2.215y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力f根据课本p136(6-53)式:f= flim ystynt/sf由课本图6-3查得:knf1=0.9, knf2=0.95flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=0.9×500/1.4mpa=321.4mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.95x500/1.4mpa=339.3mpa5.确定ystynt/f:yst1ynt1/f10.01275;yst2ynt2/f20.01157;取大值。(2)计算齿轮模数:m

19、=1.5022比较两种强度校核结果,确定模数为mn24.几何尺寸计算(1) 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (z1+z2)/2cos=2.5*(26+130)/2*cos15°=178.06mm取a178mm(2) 修正螺旋角:arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.918694°°(3) 计算齿轮分度圆直径:d1mn*z1/cos53.814mmd2mn*z2/cos301.358mm(4) 计算齿轮齿宽:b153.814mm调整后取b255mm,b160mm1)低速级直齿轮传动设计 (1)选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.大小齿轮都选用硬齿面。由附

20、表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢,并经调质后表面淬火,齿面硬度为hrc1=hrc2=45。b.初选8级精度。(gb10095-88)c.选小齿轮齿数z1=26,大齿轮齿数z2=i2 z1=3.55x26=92.3,取z2=92。考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀,也可能为疲劳折断,故分别按接触强度和弯曲强度设计,分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kt1(zhze)2(1)/( h2)1/3a. 确定公式内的各计算值载荷系数k:试选kt=1.5。小齿轮传递的转矩tii=680964n·mm齿宽系数:由附表6.4选取=1。弹性影响系数ze:由课本附表6.4查得

21、ze=189.8。节点区域系数zh: zh= 2.5接触疲劳强度极限hlim:由课本附图6.6按硬齿面查得hlim1=hlim2=1000mpa应力循环次数n1=60n1jlh=60x68.298x1x(2x8x300x10)=1.967x108 n2= n1/i1=5.54x107接触疲劳寿命系数khn:由课本附图6.4查得khn1=0.95,khn2=0.98。接触疲劳许用应力h通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=950mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0

22、.98/1.0mpa=980mpa因(h1+ h2)/2=950 mpa <1.23h2,故取h=950 mpab.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kt1(zhze)2(1)/( h2)1/3= 2×1.5×680964×(3.55+1)/0.9×3.55×0.2372221/3mm=86.766mm(2)计算圆周速度v0.31m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h:b/h11.56(4)计算载荷系数k:由v0.31m/s,查附图6.1,k=1.02 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系数=1参考附表6.3中6级精度公

23、式,估计>1.34=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数k=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=88.3mm模数:m= d1/z1=88.3/26=3.396mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数kka=1 ka=1 kv=1.02 =1.38k=1x1.02x1x1.38=1.40762. 齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=26,z2=92由表6-9相得yfa1=2.60 ysa1=1.595yfa2=2.196 ysa2=1.7823.许用弯曲应力f根据课本p136(6-53)式:f= flim ys

24、tynt/sf由课本图6-3查得:knf1=0.95, knf2=0.97flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=0.95×500/1.4mpa=339mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.97x500/1.4mpa=346.4mpa5.确定ystynt/f:yst1ynt1/f10.01223;yst2ynt2/f20.01130;取大值。(2)计算齿轮模数:=3.26比较两种强度校核结果,确定模数为m3.5mm4.几何尺寸计算(5) 计算齿轮传动的中心矩aa=m (z1+z2)/2=2.5*

25、(26+130)/2=206.5mm(6) 计算齿轮分度圆直径:d1m*z191mmd2m*z2322mm(7) 计算齿轮齿宽:b191mm取b291mm,b196mm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#调质,硬度217255hbs根据课本p235(10-2)式,并查表10-2,取c=110d110 (5.072/382.47)1/3mm=26.04mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配考虑带轮的结构要求及轴的刚度,取装带轮处轴径=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm(2)确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6308,d=40mm,b=23m

26、m整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 ft12*t1d14707n径向力 fr1ft1*tan(an)cos1773n 轴向力 fa1ft1tan=1261n带传动作用在轴上的压力为q1585n计算支反力:水平面 rah=1272n rbh=ft1-rah=3435n垂直面因为mb=0,rav- rav =2863n因为f=0, rbv=-rav+q+fr1=-495n4.作弯矩图水平面弯矩:mch=-rbhx63.5=-218.1225n.m垂直面弯矩:mav=-qx97=-153.745n.mm

27、cv1=-qx(97+171.5)+ravx171.5=65.432n.mmcv2=rbvx63.5=31.4325n.m合成弯矩:ma=mav=-153.745n.mmc1=mch2+mcv12=227.725n.mmc2=mch2+mcv22=220.376n.m5.扭矩计算: t=126.644n.m6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时,取系数0.6计算弯矩为: mcad=md2+(t)2=75.9864nm mcaa=ma2+(t)2=171.498nm mcac1=mc12+(t)2=240.068nm mcac2=mc22+(t)2=233.108nm7.按弯矩合成应力校核轴的强度

28、由于轴材料选择45号钢,调质处理,查表得b=650mpa,-1=60mpa,t=30mpa由计算弯矩图可见,c1剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:caa=mcaaw=15.4mpa<-1,故安全。d剖面的轴径最小,该处得计算应力为:cad=mcadw=28.1mpa<-1,故安全。中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度230hbs根据课本p235(10-2)式,并查表10-2,取c=110d45.614mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=50mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.(2)确定轴各段直径和长度

29、初选深沟球轴承6310,d=50mm,b=27mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 4. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.61052076n.mm693154n.mm691539n.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60mpa由计算弯矩可见,c剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b

30、safe.低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度230hbs根据课本p235(10-2)式,并查表10-2,取c=110d68.66mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=70mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.(2)确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6214,d=70mm,b=24mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(5) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 5. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图

31、 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6859626n.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60mpa由计算弯矩可见,c剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b safe.七、滚动轴承的选择及校核计算1. 高速轴:选用型号为6308的深沟球轴承,其基本参数如下:轴承型号ddbcrcor630840902331.222.2对于左轴承,p13132.85n;对于右轴承,p2=3470.48n。lh325000h>15000h,故合格2. 中间轴:选用型号为6310的深沟球轴承,其基本参数

32、如下:轴承型号ddbcrcor6310501102747.535.6对于左轴承,p111541.65n;对于右轴承,p2=8786.37n。lh35600h>15000h,故合格3. 低速轴:选用型号为6214的深沟球轴承,其基本参数如下:轴承型号ddbcrcor6214701252446.837.5对于左轴承,p15693n;对于右轴承,p2=10234n。lh235600h>15000h,故合格八.键校核1. 高速轴:带轮处选用c型键,参数如下:键型号dbbhlc8*63gb/t1096-197930658763 p=5060,键的工作长度ll-b/259mm;kh/23.5m

33、m p40.886mpa<p,安全。2. 中间轴:选用a型键,参数如下:键型号dbbhl16*53gb/t1096-19797055161053 p=100120,键的工作长度ll-b37mm;kh/25mm p96.59mpa<p,安全。3. 低速轴:齿轮处选用a型键,参数如下:键型号dbbhl22*87gb/t1096-19798091221487 p=100130,键的工作长度ll-b65mm;kh/27mm,采用双键,则有 p86.4mpa<p,安全。联轴器选用a型键,参数如下:键型号dbbhl20*100gb/t1096-1979651102012100 p=100

34、130,键的工作长度ll-b80mm;kh/26mm p108.81mpa<p,安全。九.联轴器的选定联轴器的计算转矩:tcakat3484nm故选用zl5弹性柱销齿式联轴器,其参数如下:联轴器型号dlntzl56014240004000十.减速器的润滑v1=1.65m/s;v2=0.31m/s因为v <12m/s,所以齿轮采用油润滑,选用l-an68全损耗系统用油(gb443-1989),大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高,且不少于10mm。对于轴承,因为v1<2m/s,故可以用脂润滑.由表14.2选用钙基润滑脂l-xaamha2(gb491-1987),只需填充

35、轴承空间的1/31/2,并在轴承内侧设档油环,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.f=4550nv=0.95m/sd=590mm总=0.8099p工作=5.339kwped=5.5kw电动机转速:nd =960r/min电动机型号y123m2-6i总=50.264v带传动比:i带=2.51i1=5.6i2=3.55n0 =960r/minni=382.47r/minnii=68.298r/minniii=19.23(r/min)p0=5.5kwpi=5.072kwpii=4.87kwpiii=4.677kwt0=53.11n·mti=126.644n·mtii=680.964n·mtiii=2322.691n·m小带轮基准直径为d1=125mm从动带轮基准直径d2d2 =315mm带速v:v=6.28m/s308mma0880mm取a0=500mmld=1800mma=545.575mm小带轮包角1=159.10>1200z=5根f0=161.13nq =1584.57n z1=26z2=146=150kt=1.5ti=126644n·mmnl1=1.102×109nl2=1.967×108znt1=0.91znt2=0.98h1=910mpah2=980mpad1

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