广东海洋大学机械设计基础课程设计说明书.docx
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广东海洋大学机械设计基础课程设计说明书
2008级机械设计基础课程设计
设计计算说明书
-------单级圆柱齿轮减速器
姓名:
学院:
班级:
指导老师:
日期:
广东海洋大学
二O一O年一月
机械设计课程设计计算说明书
1、设计任务书…………….………………………………3
2、传动方案拟定…………….………………………………4
3、电动机的选择…………………………………………….4
4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……5
5、传动装置的运动和动力设计…………………………….7
6、齿轮传动的设计…………………………………………..8
7、传动轴的设计………………………….………………….12
8、滚动轴承的设计……………………………………………20
9、键连接的设计………………………………………………21
10、联轴器的设计……………………………………………23
11、箱体的设计………..…………………….………………….24
12、润滑和密封的设计………………………………………26
13、设计小结……………………………………………….....28
14、参考资料目录………………………………………………29
设计题目:
闭式直齿圆柱齿轮减速器
机械系
设计者:
学号:
指导教师:
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5年,运输带允许速度误差为5%。
原始数据
题号
题号2第4组
运输带拉力F
(KN)
2.2
运输带速度V
(m/s)
1.8
卷筒直径D
(mm)
450
设计人员
(对应学号)
18444334
设计要求:
1.设计减速器各部件。
2.绘制减速器部件装配图一张(1号图纸)。
3.编写设计计算说明书一分。
一、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.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器5.滚筒6.运输带
二、电动机选择:
1、电动机类型和结构的选择:
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:
式
(1):
Pd=PW/ηa (kw)
由式
(2):
PW=FV/1000(KW)
因此 Pd=FV/1000ηa(KW)
由电动机至运输带的传动总效率为:
η总=η1×η22×η3×η4×η5×η6
式中:
η1、η2、η3、η4、η5、η6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η1=0.96,η2=0.98,η3=0.97,η4=0.97,η5=0.98,η6=0.96
则:
η总=0.96×0.982×0.97×0.97×0.98×0.96
=0.816
所以:
电机所需的工作功率:
Pd =FV/1000η总
=(2200×1.8)/(1000×0.816)
=4.85(kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为:
n卷筒=60×1000·V/(π·D)
=(60×1000×1.8)/(450·π)
=76.4r/min
根据手册P6表2.2推荐的传动比合理范围,取V带传动比
I1’=2~4,取圆柱齿轮传动比范围I’=3~5。
则总传动比理论范围为:
Ia’=6~20。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×n卷筒
=(16~20)×76.4
=458.4~1528r/min
则符合这一范围的同步转速有:
750、1000和1500r/min
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
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
(r/min)
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
18.85
3.5
5.39
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
12.56
3
4.188
3
Y160M2-8
5.5
750
720
8.31
2.8
3.36
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
H
外形尺寸
Lx(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×E
装键部位尺寸F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41
三、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)
汇总结果
P0=4.85KWn0=960r/min
T0=9550P0/n0=9550×4.85/960=48.34N.m
P1=P0×η1=4.85×0.96=4.656KW
n1=n0/i1=960/3=320/min
T1=9550P1/n1=9550×4.656/320=138.95N.m
P2=P1×η22×η3×η4
=4.656×0.982×0.97×0.97=4.207KW
n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min
T2=9550P2/n2=9550×4.207/76.4=525.87N.m
PW=P2×η5×η6=4.207×0.98×0.96=3.96KW
nw=n2=76.4r/minTW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=495N.m
参数
轴号
0轴
1轴
2轴
W轴
功P(KW)
4.85
4.656
4.207
3.96
转速n(r/min)
960
320
76.4
76.4
(理论)
转矩T(N.m)
48.34
138.95
525.87
495
传动比i
3
4.188
1
效率
0.96
0.904
0.96
P0=4.85KW
n0=960r/min
T0 =48.34N.m
P1=4.656KW
n1=320r/min
T1=138.95N.m
n2=76.4r/min
T2=525.87N.m
PW=3.96KW
nw=76.4r/min
TW=495N.m
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:
传递功率P0=4.85KW电动机驱动,小齿轮转速n1=320r/min,大齿轮转速n2=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
及精度等级
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、 主要尺寸计算
4、 按齿根弯曲疲劳强度校核
5、验算齿轮的圆周速度v。
6、验算带的带速误差。
小齿轮选用45调质钢,硬度为230HBS;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。
因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式(10.22)求出d1值。
确定有关参数与系数:
(1) 转矩T1
T1=9.55×106p/n
=9.55×106×4.656/320=138952.5N.mm
(2) 载荷系数K
查表10.11取K=1.1
(3) 齿轮Z1和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数z1取为25,则大齿轮齿数Z2=4.188×25=104.7。
故取Z2=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
ψd=1。
(4) 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的
σHlim1=580MPaσHlim2=550Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×320×1×(365×5×24)
=8.4×108
N2=N1/4.188=8.4×108/4.188=2×108
查图10.27得:
ZNT1=1.02,ZNT2=1.1
由式(10.13)可得
【σH】1=ZNT1σHlim1/SH=591.6MPa
【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=605
故d1≥76..43×3
m=2.49
由表10.3取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×105=262.5mm
b2=ψd×d1=1×62.5mm=62.5mm
经圆整后取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=m/2(z1+z2)=0.5×2.5×(25+105)=162.5mm
由式(10.24)得出σF,如σF≤【σF】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=2.18
(2)应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59,YS2=1.80
(3)许用弯曲应力【σF】
由图10.25查得σFlim1=210MPa,σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3
由图10.26查得YNT1=1.04YNT2=1.05
由式(10.14)可得
[σF1]=168MPa
[σF2]=153.35MPa
故σF1=2kT1/(b1m2z1)YFYS
=2×1.1×138.96×2.65×2.18×1000/(70×2.52×25)=161.47<[σF1]=168MPa
σF2=2kT2/(b2m2z2)YFYS
=2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=145.5<[σF2]=153.5MPa
齿根弯曲强度校核合格
圆周速度:
V2=V1=πd1n1/(60×1000)=1.05m/s
由表10.22可知,选8级精度是合适的。
nw=960/3/(105×25)
=76.19r/min
γ2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%<5%
输送带允许带速误差为±5%合格。
T1=130516.67N.mm
Z1=25
Z2=105
σHlim1=580MPa
σHlim2=550Mpa
N1=8.4×108
N2=2×108
ZNT1=1.02ZNT2=1.1
【σH】1=580MPa
【σH】2=588.5MPa
m=2.5mm
d1=62.5mm
d2=262.5mm
b1=70mm
b2=65mm
a=162.5mm
SF=1.3
YNT1=1.04
YNT2=1.05
V=1.05m/s
齿轮的基本参数
m=2.5
d1=62.5da1=67.5df1=56.25
d2=262.5da2=267.5df2=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)
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45并经调质处理,硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.656KW
转速为nⅠ=320r/min
根据书265页表14.1得C=107~118.又由式(14.2)得:
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
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D1=Φ30mm,又带轮的宽度B=(Z-1)·e+2·f
=(3-1)×18+2×8=52mm
则第一段长度L1=60mm
右起第二段直径取D2=Φ38mm
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d×D×B=40×80×18,那么该段的直径为D3=Φ40mm,长度为L3=20mm(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D4=Φ48mm,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为d5=67.5mm,分度圆直径为Φ62.5mm,齿轮的宽度为70mm,则,此段的直径为D5=Φ67.5mm,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=Φ48mm长度取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=Φ40mm,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:
d1=62.5mm
作用在齿轮上的转矩为:
T=9.55×106·P/n=138952N·mm
求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×138952/62.5=4446.46N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4446.46×tan200=1600N
Ft,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=RB=Ft/2=2223N
垂直面的支反力:
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr/2=800N
(6)画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩:
水平面的弯矩:
MC=PA×24=53.352N·m
垂直面的弯矩:
MC1’=MC2’=RA’×24=19.2N·m
合成弯矩:
(7)画转矩图:
T1=138.952N·m
(8)画当量弯矩图
因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:
(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MeC2=100.825N·m,由课本表13-1有:
[σ-1]=60Mpa则:
σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)
=100825/(0.1×483)=9.11Mpa<[σ-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:
σe=MD/W=MD/(0.1·D13)
=83.371/(0.1×403)=13Nm<[σ-1]
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下:
在前面带轮的计算中已经得Z=2.5
其余的数据手册得到
D1=Φ30mm
L1=60mm
D2=Φ38mm
L2=70mm
D3=Φ40mm
L3=20mm
D4=Φ48mm
L4=10mm
D5=Φ67.5mm
L5=70mm
D6=Φ48mm
L6=10mm
D7=Φ40mm
L7=18mm
Ft=4446.4N
Fr=1600N
RA=RB=2223Nm
RA’=RB’=800N
MC=53.352N·m
MC1’=MC2’
=19.2N·m
MC1=MC2
=56.7N·m
T=138.952N·m
α=0.6
MeC2=100.825N·m
[σ-1]=60Mpa
MD=83371N·mm
σe=13Nm
2.输出轴的设计计算
确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
(2)按扭转强度估算轴的直径
(1)由前面计算得,传动功率P2=4.207kw,n2=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217~255HBS
根据课本(14.2)式,并查表14.1,得
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取Φ(41.97~47.18),根据计算转矩T=9.55×106·P/n=527.324N·m
Tc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T5014—2003,选用HL4型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm
右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取Φ52mm,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=74mm
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6011型轴承,其尺寸为d×D×B=55×90×18,那么该段的直径为Φ55mm,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Φ60mm,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D5=Φ66mm,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D6=Φ55mm,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)
D1=Φ45mm
L1=84mm
D2=Φ52mm
L2=74mm
D3=Φ55mm
L3=32mm
D4=Φ60mm
L4=62mm
D5=Φ66mm
L5=11.5mm
D6=Φ55mm
L6=18mm
1)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MHI=2003.3×97/2=97160N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm
3)作垂直面内的弯矩图(图d)支点反力为
FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为
MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII=FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm
4)合成弯矩图(图e)
MI=(35363.52+971602)1/2=103396N·mm
MII=(16770.32+460762)1/2=49033N·mm
5)求转矩图(图f)T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324N·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α为0.6
Ⅰ—Ⅰ截面:
MeI=(609252+(0.6×5273242)1/2=322200N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面:
MeII=(490332+(0.6×5273242)1/2=320181N·mm
8)确定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Ⅱ—Ⅱ进行校核。
Ⅰ—Ⅰ截面:
σeI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa
Ⅱ—Ⅱ截面:
σeII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa
查表得[σ-1b]=60Mpa,满足σe≤[σ-1b]的条件,故设计的轴有足够强度,并有一定余量。
其受力图如下
七.滚动轴承设计
根据条件,轴承预计寿命
Lh5×365×24=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=1600N
P=fpFr=1.1×1600=1760
(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值
(3)选择轴承型号
查课本P154页,选择6208轴承Cr=29.5KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
其草图如下:
2.输出轴的轴承设计计算
(1)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
(3)选择轴承型号
查课本P154页,选择6011轴承Cr=30.2KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴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
1、 选择键的型号
2、 写出键的型号
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
选择C型键
由轴径d1=45mm,在表14.8查得键宽b=14mm,键高h=9mm,L=36~160mm。
L=54mm≤(1.6~1.8)d=72~81mm
l1=L-0.5b=54-7=47mm
由式14.7得
σjy1=4T/(dhl1)
=4×525.87×1000/(45×9×47)=110.47MPa<【σjy】=120MPa(轻微冲击,由表14.9查得)
选键为C14×70GB/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。
查表14.8得键宽b=18mm,h=11mm,L=50~200mm,取L=56mm
l2=L-18=56-18=38mm
σjy2=4T/(dhl2)
=4×525.87×1000/(45×11×38)
=111.79MPa<【σjy】=120MPa(轻微冲击,由表14.9查得)
取键A18×80GB/T1096-19
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