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1、机械设计基础课程设计设计计算说明书学院:邯郸职业技术学院班级:数控技术姓名:_越日期:2012-12-30目录1、 设计任务书.32、传动方案拟定.33、电动机的选择 .44、各轴运动参数和动力参数的计算 . .75、齿轮传动的设计 .86、传动轴的设计 . . .127、滚动轴承设计 .198、键连接的设计 .219、联轴器的设计 . 2310、减速器箱体设计 . . .2411、减速器的润滑、密封 . 26 12 、参考资料目录 . 27一、设计课题:设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作(每日24小时),传动不逆转,载荷平稳,启动载荷为名义载荷的1.25倍。使用期限

2、5年,运输带允许速度误差为5%原始数据题号题号1第5组运输带拉力F(KN2运输带速度V(m/s)1.8卷筒直径D(mm450设计要求:1. 零件工作图13张2. 绘制减速器部件装配图一张(A1号图纸)3. 编写设计计算说明书一分二、传动方案拟定:方案拟定:采用V带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由 于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结 构简单,成本低,使用维护方便。1 带传动4联轴器三、电动机选择:1、电动机类型和结构的选择:电动机 3-圆柱齿轮减速器输送带 6 滚筒选择 Y系列三相异步电动机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,工作

3、 可靠,价格低廉,维护方便,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气 体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择:电动机所需工作功率为:因此P d=PW/n a(kw)PW=F V/1000(KW)Pd二FV/1000 n a(KW)由式(2):式(1):由电动机至运输带的传动总效率为:2叶总=n 1乂叶2 Xn 3 Xn 4 Xn 5 Xn 61、n 2、4、式中:n 1、n 2、n 3、n 4、n 5、n 6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。取 n 1 =0.96, n 2 = 0.99 , n 3 = 0.97 , n 4 = 0.97 , n 5=0.98,

4、n 6=0.96则: n 总=0.96 X 0.992X 0.97 X 0.97 X 0.98 X 0.96=0.82所以:电机所需的工作功率:Pd = FV/1000 n 总=(2000 X 1.8)/(1000 X 0.816)=4.39 (kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为:n 卷筒=60X 1000 V/ (n D)=(60X 1000X 1.8)/(4 50n)=76.4 r/mi n根据手册P 6表2.2推荐的传动比合理范围,取V带传动比1/ =24 ,取圆柱齿轮传动比范围I ' =35。贝卩总传动比理论范围为:I a'=62 0。故电动机转速的可选范为N &#

5、39; d =I ' axn卷筒=(16 20) x 76.4=458.4 1528 r/min则符合这一范围的同步转速有:750、1000和1500r/mi n根据容量和转速,由相关手册查出三种适用的电动机型号:(如下表)方电动额定电动机转速传动装置传动比机型功率(r/mi n)案号同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.51500144018.853.55.392Y132M2-65.5100096012.5634.1883Y160M2-85.57507208. 312.83.36综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传 动比,可见第2方案比较适

6、合。此选定电动机型号为Y132M2-6其主要性能:电动机主要外形和安装尺寸:中心高外形尺寸底角安装尺地脚螺栓孔轴伸尺装键部H_x(AC/2+AD)寸A X B直径K寸DX E位尺寸X HDFX GD132520X 345X216X 1781228 X 8010X 41315四、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1)0轴(电 动机 轴)2)1轴(高 速轴)3)2轴(低速轴)4)3轴(滚 筒轴)P0=4.39KW n °=960r/minTo=955OR/n o=955OX 4.39/960=43.95N.mR=F0Xn 1 =4.39 X 0.96=4.2144

7、KWn1=no/i 1=960/3=320/mi nT1=9550R/n 1=9550X 4.2144/320=125.77N.m2R?=R1Xn 2 Xn 3Xn 4=4.2144 X 0.99 2 X 0.97 X 0.97=3.89KWn2=n1/i 2=320/4.188=76.4r/minT2=9550R/n 2=9550X 3.89/76.4=507.51N.mRw=P2 Xn 5 Xn 6=3.89 x 0.98 X 0.96=3.66KWnw=n2=76.4r/mi n T w=9550R/n w=9550X3.96/76.4=457.46N.mR0=4.39KW n0=960

8、r/mi nT0=43.95N.mR1=4.2144KW n1=320r/mi nT1=125.77N.mn 2=76.4r/minT2=507.51N.mRw=3.66KW n w=76.4r/minTW=457.46N.m参数轴号0轴1轴2轴W轴功 R(KW)4.394.21443.893.66转速n(r/mi n)96032076. 476.4(理论)转矩T(N.m)43.95125.77507.51457.46传动比i34.1881汇总结果效率0.960.9040.96五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动,已知:传递功P°=4.85KW电动机驱动,小齿轮转速

9、ni=320r/min ,大齿轮转速 压=76.4r/min,传递比i =4.188,单向运转,载荷变化不大,使用期限五年, 两周工作。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择齿轮材料小齿轮选用45调质钢,硬度为230HBS及精度等级大齿轮选用45钢正火,硬度为200HBS 因为是普通减速器,由表机械设计基础 第二版中表选8级精度,要求齿面粗糙度Ra< 3.2 6.3um。2、按齿轮面接触疲劳因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式强度设计(10.22 )求出d1值。确定有关参数与系数:(1)转矩T1T1 = 125773.5N6T1=9.55 X 10 p/n6=9.55X 10 X 4.2144

10、/320=125773.5N.mm.mm(2) 载荷系数K查表 10.11 取 K=1.1(3) 齿轮乙和齿宽系数® d 小齿轮的齿数乙取为25,则大齿轮齿数Z2=4.188 X 25=104.7。故取 Z =105 因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软 齿面,由表10.20取Ip d=1。(4) 许用接触应力【° H】由图机械 设计基础中10.24查的° 刊血=580MPa° Him2=550Mpa由表10.10查得Sh=1N=60njLh=60X 320X 1 X( 365X 5X24)=8.4 X 108NfN/4.188=8.4 X 108

11、/4.188=2 X 108 查图 10.27 得:Znt1=1.02 , Z nt2=1.1 由式(10.13)可得【° H】1= ZnT1 ° Hlim1 /SH=591.6MPa【° h 2=ZjT2 ° Hlim2/S H=605故 d1>76.43 X乙=25Z =105° Hiim1 =580MPa° Hiim2=550MpaN=8.4 X 1088N=2X 10Znt1=1.02ZnT2=1.1【° h1=580MPa【° h2=588.5MPa3、主要尺寸计算4、按齿根弯曲疲劳强度校核1105

12、|1.1 125.77 (一 1)10003 25 56.0810511125591.6591.6m=2.25由表10.3取标准模数m=2.5mmd1二mz=2.5 x 25mm=62.5mmd2二mz=2.5 x 105=262.5mmb2= ® dX d1=1 x 62.5mm=62.5mm经圆整后取b2=65mmb 1=b2+5mm=70mma=m/2 (Z1+Z2) =0.5 x 2.5 x( 25+105)=162.5mm由式(10.24)得出c f,如c fW【c f】则校核合格确定有关系与参数:(1) 齿形系数Yf查表 10.13 得 Yf1=2.65 , YF2=2.

13、18(2) 应力修正系数Ys查表 10.14 得 YS1=1.59 , Y s2=1.80(3) 许用弯曲应力【c f】由图 10.25 查得 c Fiim1 =210MPa cFlim2 =190MPa由表10.10查得Sf=1.3m=2.5mmd1=62.5mmd2=262.5mmb仁 70mmb2=65mma=162.5mmSf=1.3Ynt1=1.04Ynt2=1.055、验算齿轮的圆周速度v。6、验算带的带速误差。由图 10.26 查得 Ynt1=1.04 Y nt2=1.05由式(10.14)可得E=168MPa(T F2=153.35MPa故。F1=2kTJ(b 1miz 1)Y

14、fYs=2 x 1.1 x 125.77 x 2.65 x 2.18 x 1000/(70 x 2.5 2x 25)=147.14 v (T F1=168MPa2(T F2=2kT2/(b 2mz2)YfYs=2 x 1.1 x 507.51 x 2.65 x 2.18 x1000/(65 x 2.5 2x 105)=141.3 v ° F2=153.5MPa齿根弯曲强度校核合格圆周速度:V2 = V 1=n dm 1/(60 x1000)=1.05m/s由表可知,选8级精度是合适的。nw= 960/3/ (105x 25)=76.19r/mi n丫 2=(76.4-76.19)/7

15、6.19=0.275%<5%输送带允许带速误差为士 5%合格。V=1.05m/sm=2.5齿轮的基本d1=62.5da 1=67.5df1=56.25参数d2=262.5da 2=267.5df 2=256.25大齿轮轮廓外形如下图所示:六、轴的设计1、齿轮轴的设计(1)确定输入轴上各部位的尺寸(如图)在前面带轮的计算中已经得Z=2.5其余的数据手册(2) 按扭转强度估算轴的直径选用45并经调质处理,硬度217255HBS轴的输入功率为 PI =4.2144 KW转速为 m =320 r/minC=10& 118.又由式(14.2 )得:fpJ 4 32d> C3 一 (1

16、07118) 3 (26.1228.81)mm丫 342.86(3) 确定轴各段直径和长度O从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接, 则轴应该增加3%- 5%,取 30mm又带轮的宽度 B=(Z-1) e+2 f=(3-1 ) x 18+2x 8=52 mm则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取02=0 38mm根据轴承端盖的装拆以及对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间的距离为30mm则取第二段的长度 L2=70mm 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则 轴承有径向力,而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为 dx Dx B=40x 8

17、0 x 18,那么该段的直径为D3=40mm长度为L3=20m(因为轴承是标准件,所以采用基孔制,轴与轴承间为过盈配合P7/h6) 右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚 动轴承的内圈外径,取 0=0 48mm长度取L4= 10mm 右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径得到Di=O 30mm L1=60mmD2=O 38mmL2=70mmD3=O 40mmL3=20mmD4=O 48mmL4=10mm05=0 67.5mmL5=70mmD6=O 48mmL6= 10mmDr=o 40mm为d5=67.5mm 分度圆直径为62.5mm,齿轮的宽度为70mm贝V,此段的直径为

18、D5=® 67.5mm,长度为L5=70mm 右起第六段,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 D6=O48m*度取L6= 10mm(因为轴承是标准件,所以采用基孔制,轴与轴承间为过盈配合P7/h6) 右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D7= 40mn,长度 L7=18mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向: 小齿轮分度圆直径:di=62.5mm 作用在齿轮上的转矩为:T= 9.55 X 106 P/n=125773.5N mr 求圆周力:FtFt=2T2/d 2=2X 125773.5/62.5=4057.21N求径向力FrFr=Ft tan a =4

19、057.21 x tan20 0=1459.93NFt , Fr的方向如下图所示(5) 轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力:RA=FB=Ft/2 =2024.61 N垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 FA' =FB' =Fr/2=729.97N(6 )画弯矩图L7=18mmFt=4446.4NFr=1459.93NRA=RB=2028.61NmRA =RB =729.97 NMC=48.6 N mMC1 = MC2=17.4N mMC1=MC2=51.6N mT=125.77 n m右起第四段剖面C处的弯

20、矩:水平面的弯矩:MC=PAX 24=48.6N m垂直面的弯矩:MCi' = Mc2' =R'x 24=17.4 N m合成弯矩:M C1 MC2 . M c2 M C12、53352219200251.6N m(7) 画转矩图:T1 =125.77 N- m(8) 画当量弯矩图因为是单向回转,转矩为脉动循环,a =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩:M eC2 yM C22(a T)291.41N m(9) 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相 差不大,所以剖面 C为危险截面。已知 MC2=91.411N m ,由课本表

21、:彷-1: =60Mpa贝V:(T e= MeC2/W= MbC2/(0.1 D43)=91411/(0.1 X 48)=7.68 Mpa < 彷-1: 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危 险截面:M d (a T)20.6 125773.5 75.464N m(T e= Md/W= Md/(0.1 D13)3=75.464/(0.1 X 40 )=11.77 Nm< : t -1:a =0.6MsC2=100.825N mt -1 =60MpaM=75464 n m m t e=11.77 Nm所以确定的尺寸是安全的。受力图如下:1 '1 kt水乎曼力團址

22、面蹙力国合战当卡专雜crtniiiritnTnnntcrx.彳I»IUfilllhK. ijilnit2、输出轴的设计计算 确定轴上零件的定位和固定方式(如图)tIb(2)按扭转强度估算轴的直径由前面计算得,传动功率 P2=4.207kw, n 2=76.19r/min工作单 向,采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中 小功率故选用45刚并经调质处理,硬度217255HBS根据课本(14.2 )式,并查表14.1,得ipJ 3 89d> Ca'(107118) 3 (39.69 43.78)mm0 76.19(3)确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第

23、 段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加 5%取(38.5245.97 ),根据计算转矩 T= 9.55 x 106 - P/n=48.759 N - mTc=FAX T=1.1 x 48759=53.634 N - m查标准 GB/T 50142003,选 用HL3型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=82mm轴段长L1=60mm 右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取52m m根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm故取该段长为L2=52mm右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承 有径向力,而轴向力为零,选

24、用6011型轴承,其尺寸为 dx Dx B=55x 90x 18,那么该段的直径为 55mm长度为L3=32 右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%则第四段的直径取60mm齿轮宽为b=65mm为 了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=62mm 右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为 05=0 66mm,长度取L5=11.5mm右起第六段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为Cb=O 55mmDi= 45mm L1=84mm02=0 50mmL2=52mmD3=O 55mmL3=32mm04=0 60mm L4=62mmD5=O 66mm L5=11.5mm

25、D6=O 55mm长度 L6=18mm(4)按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图(图 a)L6=18mm1)画出轴的受力图(图b)2)作水平面内的弯矩图(图c支点反力为)I I 截面处的弯矩为 Mi=2003.3 X 97/2=97160N mmn n 截面处的弯矩为 Mii =2003.3 X 23=46076N mm3)作垂直面内的弯矩图(图d)支点反力为FvB=FvA=Fr2/2=1458.29/2=729.145II截面处的弯矩为M 左=Fa L/2=729.145 X 97/2=35363.5N mmnn截面处的弯矩为ML =Fvb 23=729.145 X 23=167

26、70.3N mm4) 合成弯矩图(图e)M二(35363.52+9716(f) 1/2=103396 N mmM 二(16770.32+460762) 1/2=49033 N mm5) 求转矩图(图 f )T=9.55 X 106 X P/n=9.55 X 106 X4.207/76.19= 536340N mm求当量弯矩6) 因减速器单向运转,故可认为转矩为脉动循环变化,修正系数a为0.6I I 截面:MeI=( 60925 2+(0.6 X 5363402) 1/2=315280 N mmn n 截面:Mil =(49033 +(0.6 X 536340)=313478 N mm7) 确定

27、危险截面及校核强度由图可以看出,截面I I可能是危险截面。但轴径d3>d2,故也应对截面n n进行校核。I I截面:(T ei=Me/W=315280/(0.1 X 60)=14.5Mpa3n n 截面:(T eII 二Me/W=313478/(0.1 X 55 )=18.84Mpa查表得-1b: =60Mpa,满足彷-1b 的条件,故设计的轴 有足够强度,并有一定余量。力其受力图如下七、滚动轴承设计根据条件,轴承预计寿命Lh5x 365 x 24=43800 小时1.输入轴的轴承设计计算(1) 初步计算当量动载荷 PFHABiJ .JI1K1Fg'FvAFVEi| 1 difi

28、rnf,TlrrhrrJ |M 詢皿ifiIk;1111*111因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=1495.53NP=fp Fr=1.1 x1495.53=1645.08(2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值1P /60 n 書 1645.08 C'ft 106115527.34N1/ 60 320、-643800)10(3)选择轴承型号查课本得,选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式有Lh106-(ftC)60n fdP10660 3201 29500)3245260176043800二预期寿命足够 二此轴承合格其草图如下:2.输出轴的轴承设计计算-1)

29、初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=1458.29N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值C'60 1069376.7N1Lh)1.1 1458.291/60 76610143800)(3) 选择轴承型号查设计手册,选择6011轴承Cr=30.2KN 由课本式11-3有106 (ftC)60n(fdP)1463343 43800106( 1 30200)360 76 ( 1.1 1458.29)二预期寿命足够 二此轴承合格八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、联轴器的键选择C型键由轴径d1=45mm在表14.8查选择C型键1、选得键宽b

30、=14mm键高h=9mrpL=36b=14mm择键的型号160mmh=9mmL=54mm<( 1.6 1.8 ) d=72L=54mm81mml 1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得2、写(T jy1 =4T/(dhl 1)出键的型号=4 x 48.759 x 1000/ (45x 9X型号:C14X二、齿轮键的选择1、选择键的型号2、写出键的型号3、输入端与带轮键47) =102.03MPa【c jy =120MPa轻微冲击,由表14.9查得)选键为 C14X 70GB/T1096-1979选择A型键轴径d4=60mm为了使加工方便应 尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够

31、。查表14.8得键宽b=18mm h=11mm L=50 200mm取 L=56mml 2=L-18=56-18=38mmGy2=4T/(dhl 2)=4X 48.759 X 1000/ (45X 11x 38)= 103.69MPa【° jy=120MPa轻微冲击,由表14.9查得)取键 A18X 80GB/T1096-1979选轴径d4=30mm查表14.8取键10X &即b=10, h=8, L=5012=L-10=60-10=50mm(T jy2 =4T/(dhl 2)70GB/T1096-1979选择A型键b=18mmh=11mmL=56mm型号:A18X80GB/

32、T1096-1979=4X 125.77 X 1000/ (30x 8X50)=41.924 v【° jy 九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、计算联轴器的转矩二、确定联轴器的型 号由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端T C1二KT= 1.3X 48.759=633.87N m从动端Tc2=KTW= 1.3 X 457.46 Nm=594.699N - m< T=1250N m由前面可知:d> C =40.23 44.37mm又因为 d=C (1+0.05)=(36.6943.78 )( 1+0.05)Tc1=633.87N mTc2=

33、594.699N m标记为:定距环=38.5245.97 mmn2=76. 4 r/min vn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销 联轴器HL4 GB5014-2 0 0 3。由其结构取 L=11.5 d=55D=64HL4 GB5014-20 0 3十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机盖底凸缘厚 度地脚螺栓直径地脚螺钉数目 轴承旁联结螺 栓直径a=162.5mm8 i=0.02a+1mm=5.0625m期8mm8 i=0.02a+1=5.0625 > 8mmb=1.5 X8 =12mm bi=1.5 8 i=12mmb2=2.5 8 =2.5 x 8=20mm df=0.036a+12=17.9mm 取整偶数20mma<250, n=4d1=0.75df=15mm查表 3-3 取 16mmd2= (0.5 0.6 ) dfa=162.5mm8 1=8mm8 1=8mm b=12mm b2=20mm df=20mmn=4 d1=16mm盖与座连接螺=10 12mm 取 d2=12mmd2=12mm栓直径1=150 200mml=150 200mm联结螺栓d2的由表 3-17 得:d3= (0.4 0.5 )

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