机械课程设计一级减速器说明书正文撰写严格执行.docx
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机械课程设计一级减速器说明书正文撰写严格执行
一、课程设计任务书
题目:
带式运输机传动装置设计
工作条件:
连续单向运转,载荷较平稳,空载启动;使用期10年,每年300个工作日,小批量生产,三班制工作,每班工作四小时,运输带速度允许误差±5%。
原始数据:
滚筒圆周力F=1500N;带速V=1.7m/s;滚筒直径D=280mm。
注意事项:
(打印时去掉)
Ø将设计人的电子版课程设计任务书(从邮箱中下载)粘贴、整理在此处;
Ø正文中的标题(一、二、三……)字体为黑体、小三号、非加粗、居中,且要求不同标题不能放在同一页,下一个标题及其内容要放在下一页;
Ø设计计算内容字体为宋体、小四号、非加粗,按照样例排版即可;
Ø行间距要求:
单倍行距;
Ø以下左侧方框内为对应标题及其设计计算过程,右侧方框对应位置写设计计算的结果或结论。
二、传动方案的拟定与分析
传动方案拟定步骤:
(打印时去掉)
Ø根据工作条件和各种传动形式的特点、性能和适用范围拟定几种(三种以上)传动方案;
Ø对已经拟定出的传动方案逐一进行分析比较(优化的过程),选出最好的一个方案作为设计方案;
Ø画出传动系统简图;
Ø设计任务书中已经给定传动方案的,该部分内容不用设计,但必须对给定方案的优缺点作出评价。
三、电动机的选择
1、电动机类型的选择
选择Y系列三相异步电动机。
2、电动机功率选择
(1)电机所需的功率:
按式(2-2),电动机所需工作效率为
按式(2-3),工作机所需效率为
(2)传动装置的总效率:
按表2-5确定各部分的效率为:
V带传动效率
=0.96,滚动轴承效率(一对)
=0.99,闭式齿轮传动效率
=0.97,联轴器传动效率
=0.99,传动滚筒效率
=0.96,代入得
=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8587
所需电动机功率为
因载荷平稳,电动机额定功率
略大于
即可。
由第六章,Y系列电动机技术数据,选电动机的额定功率
为3kW。
3、确定电动机转速
计算滚筒工作转速:
按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围
,取V带传动比
,则总传动比合理范围为I总=4~20。
故电动机转速的可选范围为:
。
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有三种传动比方案,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,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/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,选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能:
额定功率3KW;满载转速960r/min;额定转矩2.0;质量63kg。
四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
2、分配各级传动比
取V带传动比
,则减速器的传动比i为
五、动力学参数计算
1、计算各轴转速
2、计算各轴的功率
PI=P电机=2.97KW
PII=PI×η带=2.97×0.96=2.85KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.85×0.99×0.97=2.74KW
3、计算各轴扭矩
TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×2.97/960=29.55N·m
TII=9.55×103PII/nII=9.55×103×2.85/320=85.05N·m
TIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×2.74/116=225.52N·m
轴名
功率P/kW
转矩T/N·m
转速
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
n/(r/min)
i
η
电动机轴
2.97
29.55
960
一轴
2.85
2.82
85.05
84.2
320
3
0.96
二轴
2.74
2.71
225.52
223.25
116
2.758
0.96
滚筒轴
2.68
2.65
220.6
218.4
116
1
0.98
六、传动零件的设计计算
ØV带传动的设计计算
1、选择普通V带截型
由教材P156表8-7取kA=1.2
PC=KAP=1.2×2.97=3.564KW
由教材P157图8-11选用A型V带
2、确定带轮基准直径,并验算带速
由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为:
80~100mm,
则取dd1=100mm>dmin=75mm
dd2=n1/n2·dd1=960/320×100=300mm
由教材P157表8-8,取dd2=315mm
实际从动轮转速n2’=n1·dd1/dd2=960×100/315=304.76r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=320-304.76/320=0.048<0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s
在5~25m/s范围内,带速合适
3、确定带长和中心矩
根据教材P152式(8-20)0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得:
0.7(100+315)≤a0≤2×(100+315)
所以有:
290.5mm≤a0≤830mm,取a0=500
由教材P158式(8-22)Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0得:
Ld0=2×500+1.57(100+315)+(315-100)2/4×500=1674.66mm
根据教材P146表(8-2)取Ld=1600mm
根据教材P158式(8-23)得:
a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1674.66)/2=463mm
4、验算小带轮包角
α1=180°-(dd2-dd1)/a×57.3°
=180°-(315-100)/463×57.3°=180°-26.6°=153.39°>120°(适用)
5、确定带的根数
根据教材P152表(8-4a)查得:
P0=0.95KW
根据教材P153表(8-4b)查得:
△P0=0.11KW
根据教材P155表(8-5)查得:
Kα=0.93
根据教材P146表(8-2)查得:
KL=0.99
由教材P158式(8-26)得:
Z=PC/Pr=PC/(P0+△P0)KαKL=3.564/(0.95+0.11)×0.93×0.99=3.6
取Z=4
6、计算轴上压力
由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m,由教材P158式(8-27)单根V带的初拉力:
则作用在轴承的压力Fp,由教材P159式(8-28)得:
Fp=2ZF0sinα1/2=2×4×152.17×sin155.4°/2=1189.4N
Ø齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢调质,齿面硬度220HBS;根据教材P210表10-8选7级精度。
齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=24×2.758=66.192,取66齿。
2、按齿面接触疲劳强度设计
根据教材P203式10-9a:
d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3进行计算
确定有关参数如下:
1传动比i齿=2.758
取小齿轮齿数Z1=24。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=2.758×24=66.192
实际传动比i0=66/24=2.75
传动比误差:
i-i0/I=2.758-2.75/2.758=0.29%<2.5%可用
齿数比:
u=i0=2.75
②由教材P205表10-7取φd=1.0
2转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.75/320=82070.31N·mm
④载荷系数k
取k=1
⑤许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimkHN/SH
由教材P209图10-21查得:
σHlimZ1=500MpaσHlimZ2=380Mpa
由教材P206式10-13计算应力循环次数N
N1=60njLh=60×320×1×(10×300×12)=6.912×108
N2=N1/i=6.912×108/2.75=2.51×108
由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:
KHN1=0.85KHN2=0.85
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=1.4
[σH]1=σHlim1KHN1/SH=500×0.852/1.4Mpa=303.57Mpa
[σH]2=σHlim2KHN2/SH=380×0.88/1.4Mpa=238.86Mpa
故得:
d1≥(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
d1=[2×1.6×8.4×104×3.758×(2.433×189.8/531.25)2/1×1.69×2.75]1/3mm=56.89mm
模数:
m=d1·cosβ/Z1=56.89×cos14°/24=2.3mm
取标准模数:
m=2mm
3、计算当量齿轮
Z1=d1cosβ/mn=d1cosβ/mn=56.89×cos14°/2=27.6
取Z1=28Z2=Z1u=28×2.758=77
4、计算齿轮传动的中心矩a
a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(28+77)×2/2×cos14°=108mm
5、按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos(28+77)×2/(2×108)=13.54°
因为β改变值不多,,所以参数Kβ、εα、Zh等不必修正
6、计算齿轮分度圆直径
D1=Z1·mn/cosβ=28×2/cos13.54°=57.6mm
D2=Z2·mn/cosβ=77×2/cos13.54°=158.4mm
7、计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×57.6×320/60×1000=0.96m/s
8、计算齿宽
B1=φdd1=1×57.6=57.6
B1取60,B2取65
七、轴的设计计算
Ø输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质,硬度217~255HBS
根据教材P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=115
d≥115(2.304/458.2)1/3mm=23.84mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则:
d=23.84×(1+5%)mm=25.032
∴选d=25mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称布置,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向用平键连接。
两轴承分别以轴肩和套筒定位。
(2)确定轴各段直径和长度
I段:
d1=25mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
II段:
d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm
∴d2=31mm
初选用7007c型角接触球轴承,其内径为35mm,宽度为14mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,
II段长:
L2=(2+20+30)=52mm
III段:
直径d3=35mm
L3=14mm
Ⅳ段:
由于
是起轴承定位作用,轴承内圈定位,高度不能超过内圈最大直径,又由于齿轮与轴做成。
所以Ⅳ段:
,
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3该段直径应取:
(35+3×2)=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为41mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=103.6mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求小齿轮分度圆直径:
已知d1=57.6mm
②求转矩:
已知T2=85.05N·m
3求圆周力:
Ft
根据教材P198(10-3)式得:
Ft=2T2/d2=85.05×103/57.6=1476.56N
4求径向力Fr
根据教材P198(10-3)式得:
Fr=Ft·tanα=1476.5625×tan20°=537.42N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=51.8mm
⏹绘制轴的受力简图(如图a)
⏹绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=268.71N
FAZ=FBZ=Ft/2=738.28N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为:
MC1=FAyL/2=268.71×51.8=13.92N·m
⏹绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=738.28×51.8=38.24N·m
⏹绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(13.922+38.242)1/2=40.69N·m
⏹绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=85N·m
⏹绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[40.692+(1×85)2]1/2=94.2N·m
⏹校核危险截面C的强度
由式(15-5)
σe=Mec/0.1d33=94.2/0.1×353=40.39MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
Ø输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据教材P370页式(15-2),表(15-3)取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.74/116)1/3=33mm
取d=33mm
2、轴的结构设计
(1)轴上的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和联轴器依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7007c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为14mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=158.4mm
②求转矩:
已知T3=225.52N·m
③求圆周力Ft:
根据教材P198(10-3)式得
Ft=2T3/d2=2×225.52×103/158.4=2847.47N
5求径向力Fr根据教材P198(10-3)式得
Fr=Ft·tanα=2847.47×0.36379=1035.88N
6∵两轴承对称
∴LA=LB=49.3mm
⏹求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1035.88/2=517.94N
FAZ=FBZ=Ft/2=2847.47/2=1423.735N
⏹由两边对称,截面C的弯矩也对称,截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=517.94×49.3/2=25.53N·m
⏹截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1423.735×49.3=70.19N·m
⏹计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2=(25.532+70.192)1/2=74.69N·m
⏹计算当量弯矩:
根据教材选α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[74.692+(1×225.52)2]1/2=237.57N·m
⏹校核危险截面C的强度由式(15-5)
σe=Mec/(0.1d3)=225.52/(0.1×353)=0.05Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
八、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命:
10×300×12=36000小时
1、计算输入轴轴承
(1)已知nⅡ=320r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=537.42N
初选两轴承为角接触球轴承7007c型
根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力
FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=365.45N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=365.45NFA2=FS2=365.45N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=365.45N/537.42N=0.68
FA2/FR2=365.45N/537.42N=0.68
根据教材P321表13-5得e=0.68
FA1/FR1≤ex1=1FA2/FR2≤ex2=1
y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据教材P321表13-6取fP=1.5
根据教材P320式13-8a得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×537.42+0)=806.13N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×537.42+0)=806.13N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=806.13N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7007C型的Cr=19500N
由教材P320式13-5a得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/320×(1×19500/806.13)3
=737350h>36000h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴轴承
(1)已知nⅢ=116r/min
Fa=0FR=FAZ=1035.88N
试选7007C型角接触球轴承
根据教材P322表13-7得FS=0.68FR,则
FS1=FS2=0.68FR=0.68×1035.88=704.4N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=704.4N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=704.4/1035.88=0.68
FA2/FR2=704.4/1035.88=0.68
根据教材P321表11-8得:
e=0.68
∵FA1/FR1≤e∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2≤e∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表P321表13-6取fP=1.5
根据式13-8a得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1035.88)=1553.82N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×1035.88)=1553.82N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1553.82ε=3
根据手册P717007C型轴承Cr=19500N
根据教材P320表13-4得:
ft=1
根据教材P320式13-5a得
Lh=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/116×(1×19500/1553.82)3
=284039.9h>36000h
∴此轴承合格
九、键连接的选择及校核计算
1、大带轮与轴连接采用平键连接
轴径d1=25mm,L1=50mm
查手册P51选用C型平键,得:
b=8h=7L=45
即:
键C8×45GB/T1096-2003
l=L1-b=40-4=36mmT2=48N·m
根据教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×48000/25×7×36=23.85Mpa<[σp](110Mpa)
2、输出轴与齿轮2连接用平键连接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5N.m
查手册P51选用A型平键,得:
b=16h=10L=50
即:
键16×50GB/T1096-2003
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
根据教材P106(6-1)式得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp](110Mpa)
十、联轴器的选择及校核计算
联轴器选择的步骤:
1、类型选择;
2、载荷计算;
3、型号选择。
可参考教材第十四章进行
十一、减速器的润滑与密封
1、齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12m/s,所以采用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高,但不小于10mm,低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高(不小于10mm),1/6齿轮。
2、滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V≥1.5~2m/s所以采用飞溅润滑。
3、密封
轴承盖上均装垫片,透盖上装密封圈。
十二、箱体及附件的结构设计
1、减速器结构
减速器由箱体、轴系部件、附件组成,其具体结构尺寸见装配图及零件图。
2、注意事项
(1)装配前,所有的零件用煤油清洗,箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料;
(2)齿轮啮合侧隙用铅丝检验,高速级侧隙应不小于0.211mm,低速级侧隙也不应小于0.211mm;
(3)齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm,齿面接触斑点高度>45%,长度>60%;
(4)角接触球轴承7213C、7218C、7220C的轴向游隙均为0.10~0.15mm;用润滑油润滑;
(5)箱盖与接触面之间禁止用任何垫片,允许涂密封胶和水玻璃,各密封处不允许漏油;
(6)减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围;
(7)减速器外表面涂灰色油漆;
(8)按减速器的实验规程进行试验。
电动机型号:
Y132S-6
PI=2.97KW
PII=2.85KW
PIII=2.74KW
TI=29.55N·m
TII=85.05N·m
TIII=225.52N·m
dd1=100mm
dd2=315mm
n2’=320r/min
V=5.03m/s
290.5mm≤a0≤830mm
取a0=500
Ld=1600mm
a=463mm
Z=4根
F0=152.17N
FQ=1189.4N
i齿=2.758
Z1=24
Z2=66
u=2.75
T1=82070.31N·mm
YFa1=2.592
YSa1=1.596
YFa2=2.236
YSa2=1.756
SF=1.25
σHlimZ1=500Mpa
σHlimZ2=380Mpa
N1=6.912×108
N2=2.51×108
KHN1=0.92
KHN2=0.98
[σH]1=303.57Mpa
[σH]2=238.86Mpa
d1=56.89mm
m=2mm
Z1=28
Z2=77
a=108mm
β=13.54°
D1=57.6mm
D2=158.4mm
V=0.96m/s
d=25mm
d1=25m
L1=50mm
d2=31mm
L2=36mm
d3=35mm
L3=58mm
d4=41mm
L4=16
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