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文档简介

机械设计课程设计2023-2023第2学期姓名:班级:指导教师:成绩:日期:2023年4月目录运动参数的计算………4带传动的设计………6齿轮的设计…………8轴的设计……………12齿轮结构设计…………18轴承的选择及计算……19键连接的选择和校核…………………23联轴器的选择………24润滑密封设计……24箱体结构的设计…………261.设计目的〔1〕通过课程设计的实践,树立正确的设计思想,增强创新意识,培养综合运用机械课程和其他先修课程的理论和是成产实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。〔2〕学习机械设计的一般方法,账务机械设计的一般规律。〔3〕进行机械设计的根本技能的训练。例如画图、计算、绘图、查阅设计资料和手册。运用标准和标准2.设计方案设计用于带式运输机的“带传动-单级圆柱斜齿减速器〞,图示如下,连续单向运转,载荷平稳,空载起动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作,运输带速度允许误差为±5%运输带工作拉力F〔N〕运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)17602503.电机选择〔1〕选择电动机的类型按工作的要求和工作的条件选用Y系列的三相鼠笼型异步电动机,其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V〔2〕选择电动机工作机的效率为P==从电动机到工作机输送带的间的总效率为算式中分别为联轴器。轴承,齿轮传动,卷筒和V带的传动效率其中=0.99=0.98=0.97=0.96=0.96=所以电动机所需要的工作功率P==(3)确定电动机的转速按表所推荐的合理的范围,单级圆柱齿轮减速器传动比V带传动,单级减速器的传动比所以。而工作机卷筒轴===107所以电动机转速的可选范围为===〔642~2568〕符合这一范围的同步转速为75010001500三种,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,质量及价格等因素,为了使传动装置的结构更加紧凑,决定选用同步转速为1000的电动机。根据电动机的类型,容量和转速,由电机产品目录选定电动机型号为Y132S-6Y132S-6型电动机的主要性能电动机型号额定功率/KW满载转速/()Y132S-63960型号HABCDEFGDGKbbbhAABBHALY132S-61322161408938801033122802101353156020015400〔2〕.计算传动装置的总传动比并分配传动比〔1〕电动机的额定转速=960传动带的速度===由参考书【1】中表9.2可知V带传动比的推荐值为2~4,单级传动减速器的传动比为3~6,=估算V带的传动比=2.2425,=4。传动比分配表如图i初始确定初始确定2,242544〔4〕.计算传动装置各轴的传动和动力参数〔1〕.各轴转速电机轴:==Ⅰ轴==960Ⅱ轴===Ⅲ轴==≈107〔2〕.各轴的输入功率Ⅰ轴:P=P2×Ⅱ轴:P=P××Ⅲ轴:P=P××卷筒:P=P×〔3〕各轴的输入转矩电动机的输出转矩T××=×××故:Ⅰ轴:T=T×××Ⅱ轴:T=T=2.809×0.98×0.96××Ⅲ轴:T=T=×××××T=T××N将上述结果汇总与表如下表:轴名功率P/kW转矩/(N)转速n/(r)传动比i144效率0.94电机轴×Ⅰ轴×Ⅱ轴5.9265×Ⅲ轴×107卷筒轴×1074.与电机相连是我联轴器的选择〔1〕由于电动机的转速为由于载荷平稳不会有太大的冲击,所以对缓冲能力要求不高,所以选用弹性柱销联轴器〔2〕计算联轴器的转矩由于机器的启动的动载荷和运转中可能出现的过载现象,所以应当按轴上的最大转矩来计算转矩T=KT根据参考书【2】表14-1工作情况系数K可知K=所以T=K××6×N型号的选择:由于要满足与电动机轴身的连接,而电动机的轴身直径D=38mm型弹性注销来联轴器选择LT6型,需用转速为3300许用转矩250×Nm轴径为32~42电机直径38mm可用LT6联轴器40×112GB/T4323-2002主动端:d=112mmA型键槽从动端:d=40mm,Y型轴孔L=112mm,A型键槽4.V带传动的计算〔1〕V带传动主要参数确实定1.确定计算功率P由于参考书【2】表8-7差的工况系数K。1轴功率P故P=KP×〔2〕选用V带的带型由P,及1轴转速,根据参考书【2】图8-10选用A型〔3〕确定带轮的基准直径d并验算带速v1).初选小带轮直径d.由参考书【2】表8-6和表8-8取小带轮直径d=100mm2)计算带速vv==5<v<25故带速适宜3)计算大带轮直径d=i×d×100=圆整成224mm4〕确定V带的中心距a和基准长度L〔d+d〕≤a≤2〔d+d〕226≤a≤648初定中心距a=500mm2)计算带所需要的基准长度L2a+〔d+d〕+={500×2+×(100+224)+=由参考书【2】中表8-2选带的基准长度L=1600mm3〕计算实际中心距aa=a+=(500+)mm≈=541.368mm-〔〕=-〔224-100〕≥906.计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率P由d=100mmn=,根据参考书【2】表8-4a得P≈根据n=,i=2.2425和A型带查参考书【2】表8-4b得⊿P查表8-5得K015于是P=〔P+⊿P〕KK=〔0.96+0.1116〕××2)计算v带的根数Z==课圆整成4根基7.计算单根v带初拉力的最小值〔F由参考书【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=/m所以〔F=500+qv=500×=500×应使带的实际初拉力F>〔F压轴力的最小值为〔F〕=2z〔Fsin=2×4×〔1〕查表8-10得:如下图t即.s即,取那么轮缘宽:⑵、小带轮的设计采用材料HT150铸铁取联轴器主动端孔径与从动端孔径相等,均为为电机轴的直径,且,故采用腹板式。腹板上不开孔。那么小带轮的结构形式如下列图所示:、局部结构尺寸确定:,取C=〔〕,取L=〔1.5~2〕d,取那么小带轮的结构形式如下列图所示:⑶、大带轮的设计轮缘宽可与小带轮相同,轮彀宽可与高速轴的结构设计同步进行。由高速轴最小轴径d=23mm得,大带轮孔径d=23mm且d那么,取;由于,同时,故大带轮采用孔板式结构,结构形式如下列图:局部结构尺寸确定:〔算法同小带轮〕取L=44mm5.齿轮的设计由题意1.选齿轮的精度等级,材料及齿数运输为一般工作机器,速度不高,应选用7级精度2〕材料选择。由参考书【2】表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度之差为40HBS3〕选小齿轮的齿数z=19,大齿轮的齿数z=19×4=76为使齿轮啮合平稳,磨损均匀,z,z应互为质数。4〕初选螺旋角=14d试确定公式内的计算数值试选载荷系数K由参考书【2】10-30选取区域系数Z有参考书【2】10-26查得=0.67,所以=+计算小齿轮的转矩T==×10由表10-7选取齿宽系数=1由参考书【2】表10-6查得材料的弹性影响系数Z有参考书【2】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa计算应力循环次数N=60jL=60××1×(2×8×365×10)×10N===3.75×10由参考书【2】图10-19取接触疲劳系数K=0.90,K计算接触疲劳需用应力取失效概率1%,平安系数S=1,=×600MPa=540MPa=×10)需用接触应力==1〕d==2)计算圆周速度V===/s3〕计算尺宽b及mb==1×48.203=m==h=×b/h==8.7034)计算纵向重合度×1×19×tan145〕计算载荷K使用系数K=1,根据v=1.08m/s,7级精度,由参考书【2】图10-8查得KK由表10-3查得K=KK=KKKK=1×××按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=m==3.按齿根弯曲强度计算m=确定计算参数1〕.计算载荷参数K=KKKK=1×××根据纵向重合度=1.506,从图10-28查得螺旋角影响系数Y计算当量齿数z==z==4)查取齿形系数有参考书【2】表10-5查得Y=2.77Y查取应力校正系数Y=1.558Y1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa,大齿轮的弯曲强度极限=380MPa弯曲疲劳寿命系数K=0.85,K====并加以比拟==1638大齿轮的数值大m比照计算结果,由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿面弯曲强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度的所决定的承载能力,齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,所以可取弯曲强度算的的模数1.7076并就近圆整成2.0mm,并按了同时满足接触疲劳强度,按接触疲劳强度算的分度圆直径d=49.0225mm来计算应有的齿数。于是由z===取z=23那么z=zu=23×4=924.几何尺寸计算〔1〕计算中心距a===mm将中心距圆整成119mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos==14.89因变化不多因此参数,等不必修正〔3〕计算大小齿轮的分度圆直径======(5)计算齿轮宽度b==1×47.598=圆整后B=50=55mm〔5〕齿轮的结构设计轴一起做成齿轮轴起结构尺寸入下表图在零件图上.由于齿轮的速度小于2m/s,所以润滑方式为脂润滑。齿轮的参数如下表:名称符号公式齿1齿2齿数2392分度圆直径齿顶高69齿根高77齿顶圆直径齿根圆直径186,255中心距119齿宽5550〔1〕。减速器低速轴的设计齿轮机构的参数如下齿轮的参数zzmh齿宽数值2392201B=55B=50n=107r/minT4×102〕求作用在齿轮上的力大齿轮的分度圆直径dF===F=F=Ftan初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理取A=114于是得d=A=114=输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d.为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径想适应。故需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩T=K根据参考书【2】表1.考虑到转矩变化很小,故取K那么T=K=1.3××10×10按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩为:630×10半联轴器的孔径:d=38mm,故取:.半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:L=60mm4〕轴的结构设计选用如下图的转配方案〔2〕根据轴向定位要求确定轴的的各段直径和长度1〕。为了满足办联轴器的定位要求,1-2轴端右端需制出一轴肩。故2-3段得直径d=45mm..左端用轴端挡圈定位。按轴端直径D=48mm.半联轴器与轴配合毂孔L=60mm,为保证轴端挡圈至压在联轴器上而不是压在轴端面上。故1-2段的长度变化硬币L略短一些。现取现取L=58mm2)初步选择滚动轴承轴承同时受径向力和轴向力的作用。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=45mm×D×T=50mm×90×故==50mm而l3)右端滚动轴承采用轴肩定位。由参考书【1】查得30210型轴承的最小安装尺寸是57mm。所以取安装齿轮处得轴段d=55mm.齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为50mm.为了使套筒端面可靠的压紧齿轮。此轴段应略短于吃乱轮毂的宽度。故取l=47mm.齿轮的右端采用轴肩定位。轴肩的高度h=0.07d.故取h=5mm.故轴环直径d=65mm.轴环宽度b1.4h。l=10mm4)轴承端盖的总宽度为20mm〔有减速器及轴承端盖的结构设计而定〕。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=30mm.故l=50mm5)取齿轮距离箱体内壁的距离a=16mm.考虑到箱体的铸造误差。在确定滚动轴承的位置是。应距箱体内壁有一段的距离s.取s=8mm.滚动轴承的宽度T=。l=T+s+a+(50-47)=21.75+8+16+3=48.75mm根据与高速轴的配合。轴环5)轴上零件的轴向定位齿轮与半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按d有参考书【2】表6-1查得平键平面b×h=16mm×10mm.键槽用键槽铣刀加工,与半联轴器长度为56mm。同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性。应选择齿轮轮毂与轴的配合精度为。同样,半联轴器与轴的连接。选用平键10mm×8mm×46mm,与齿轮连接的长度是45mm半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考参考书【2】表15-2。取轴端的倒角为2×45.各轴肩处得圆角半径见图根据轴的结构图做出轴的计算简图如下图从轴的结构图级玩具扭矩图可以看出C截面是轴的危险截面现在将C处得M级M值列于表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT惊醒校核时通常只校核承受最大的弯矩和扭矩的截面5应为轴的单向旋转。扭转切应力为脉动循环变应力取。轴的计算应力=由于选定的材料是45钢调制处理。由参考书【2】表15-1查得因此故平安校核轴的疲劳强度〔1〕判断危险截面截面ⅡⅢ;A,B只受扭矩虽然键槽。轴肩级过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度。但由于轴的最小直径按扭转强度较为宽裕确定的。所以截面A.ⅡⅢB均无需校核从应力集中对对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅳ和Ⅴ处得过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看。截面应力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近,但截面Ⅴ不受扭矩作用。同时轴径也比拟大。故不必做强度校核。截面C上应力最大。但应力集中不大〔过盈配合级键槽引起的应力集中均在两端〕。而且这里轴的直径最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ显然也不用校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小。因此该轴只需校核Ⅳ左右两侧即可。〔2〕。截面Ⅳ左侧抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩截面Ⅳ上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料是45钢,由参考书【1】查得截面上由于轴肩而形成的理论几集中系数按参考书【1】附表3-2查取、因经插值后可查的又有附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按参考书【2】中附表3-4为由附图3-2的尺寸系数由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理,即。那么按参考书【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得综合系数为又有3-1及3-2得碳钢的特性系数取于是计算平安系数S按参考书【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安。〔3〕截面Ⅳ右侧抗弯系数抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为扭矩过盈处配合的由附表3-8用插值法求出,并取于是得由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理,即。那么按参考书【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得综合系数为又有3-1及3-2得碳钢的特性系数取于是计算平安系数S按参考书【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安。故该轴的截面Ⅳ右侧的强度也是够的。该轴因过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性。故可略去静强度校核。高速轴的设计高速轴的重要参数入下表所示齿轮的参数zzmh齿宽数值功率2392201B=55B=48功率P。转速=2.6565KWnT×102〕求作用在齿轮上的力大齿轮的分度圆直径d=F===NF==NF=FtanN初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理取A=112于是得d=A=112=mm由于该直径处有键槽且。所以在计算值的根底上在加上〔5%~7%〕取d=22mm4〕轴的结构设计选用如下图的转配方案〔2〕根据轴向定位要求确定轴的的各段直径和长度1〕由于小齿轮分度圆直径为直径太小所以与小齿轮与轴练成一体,成为齿轮轴。采用是轴承相对齿轮对称的布置方式。为了满足大带轮的定位要求,1-2轴端右端需制出一轴肩。d=22mm故2-3段得直径d=28mm..左端用轴端挡圈定位。按轴与大带轮的配合长度为L=44mm..为了保证轴端挡圈不压在轴上,故此段的长度应略短取l=41mm.2)初步选择滚动轴承轴承同时受径向力和轴向力的作用。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=30mm,由轴承目录里选取02尺寸系列的标准精度级得单列圆锥滚子轴承30206.其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×17.25mm故==30mm而l=l=17.25mm3)右端滚动轴承采用轴肩定位。由参考书【1】查得30206型轴承的定位轴肩的高度h=3mm。所以取安装齿轮处得轴段d=36mm.齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轴轮毂的宽度为55mm.所以L4)小齿轮各轴段的尺寸设计要根据低速轴各轴段尺寸的设计,以便啮合平稳。考虑到箱体的铸造误差。在确定滚动轴承的位置是。应距箱体内壁有一段的距离s.取s=8mm.所以-21.75-8+22-27.5+8=取至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.5)轴上零件的轴向定位大带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按d=22mm有参考书【2】表6-1查得平键平面b×h=6mm×6mm.键槽用键槽铣刀加工,长度为39mm。与轴的配合为。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6(4)确定轴上的圆角和倒角尺寸参考参考书【2】表15-2。取轴端的倒角为2×45.各轴肩处得圆角半径见图根据轴的结构图做出轴的计算简图如下图根据轴的结构图做出轴的计算简图如下图从轴的结构图级玩具扭矩图可以看出C截面是轴的危险截面现在将C处得M级M值列于表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩TT惊醒校核时通常只校核承受最大的弯矩和扭矩的截面5应为轴的单向旋转。扭转切应力为脉动循环变应力取。轴的计算应力=由于选定的材料是45钢调制处理。由参考书【2】表15-1查得因此故平安校核轴的疲劳强度〔1〕判断危险截面截面ⅡⅢ;A,B只受扭矩虽然键槽。轴肩级过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度。但由于轴的最小直径按扭转强度较为宽裕确定的。所以截面A.ⅡⅢB均无需校核从应力集中对对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅳ和Ⅴ处得过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看。截面应力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近,但截面Ⅴ不受扭矩作用。同时轴径也比拟大。故不必做强度校核。截面C上应力最大。但应力集中不大〔过盈配合级键槽引起的应力集中均在两端〕。而且这里轴的直径最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ显然也不用校核。由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小。因此该轴只需校核Ⅳ左右两侧即可。〔2〕。截面Ⅳ左侧抗扭截面系数截面Ⅳ左侧的弯矩截面Ⅳ上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料是45钢,由参考书【1】查得截面上由于轴肩而形成的理论几集中系数按参考书【1】附表3-2查取、因经插值后可查的又有附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按参考书【2】中附表3-4为由附图3-2的尺寸系数由附图3-4的外表质量系数为轴未经外表强化处理,即。那么按参考书【2】式〔3-12〕及式〔3-12

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