二级斜齿轮减速器结构设计说明书Word格式.docx
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输送带的功率
P
=2.95kw
其中T为凸轮所需的扭矩,v为输送带的速度,D为凸轮的直径。
2.查机械手册知:
联轴器的传动效率η
=0.99
一对滚动轴承的传动效率η
封闭式齿轮的传动效率η
=0.97
皮带的传动效率η
=0.96
故装置总的传递效率
=η
η
0.99
0.97
0.96=0.87
所以电动机至少的功率P=
=3.14kw
因工作满载,工作有轻震,电动机的额定功率应大于P
查机械手册,综合电动机的额定功率、效率、等因素选Y112ML-8型号电动机,其额定功率P=4kw,转速n
=720r/min。
三.V带设计
1.确定计算功率P
查表8-7的工作情况系数K
=1.1,故
P
=K
P=3.46kw
2.选择V带类型
根据Pca、n
由表8-10选择B型。
3.确定带轮的基准直径d
并验算怠速为:
V
(1)初选小带轮的基准直径d
。
有表8-6和8-8,取小带轮的基准直径d
=125mm
(2)验算带速V
按式(8-13)验算带的速度
V
=4.71m/s
(3)传动比分配
由以上知总传动比i=i
i
=17.7
取i
=2,i
=i
=3.
(4)计算大带轮直径。
根据式(8-15a)计算大带轮直径d2
d
d
=2
150=250mm
4.确定V带中心距a和基准长度Ld
(1)根据式(8-20),确定中心距a
=300mm.。
(2)由式(8-22)计算带所需的基准长度
L
a
+
(d
+d
)+
=1202mm
由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm
(3)按(8-23)式计算实际中心距a.
由(8-24)式有:
=a
+0.03L
=500+0.015
2000=361.5mm.
-0.015L
=305.25mm
中心距的变化范围:
470~560mm
a=a
=300+
=324mm
5验算小带轮上的包角α
α
180
-(d
-d
)
=180
-(250-125)
158
>
90
.
6计算带的根数z.
(1)计算单根V带的额定功率Pr.
由d
=125mm和n
=720r/min查表8-4a得P
=1.95kw
根据n
=960r/min,i=2.7和B型带,
查表8-4b得ΔP
=0.32kw
查表8-5得Kα=0.915,表8-2得K
=0.98,于是
Pr=(P
+ΔP
)K
K
=(1.3+0.22)
0.95
0.88=1.18kw
(2)计算V带的根数z.
(3)z=
=3,取3根.
齿轮的设计
1选择齿轮材料和热处理,确定许用应力
(1)因批量不大,尺寸无严格要求,传递功率不大,转速不高
小齿轮选用45Cr
大齿轮选用45钢(调质)
均用软齿面。
(2)齿轮精度用7级.
(3)选取螺旋角。
初选螺旋角
(4)
,则
2按齿面接触强度设计
按式(10-21)计算,即
(1)确定公式内的各个算数值
1)试选
2)由图10-30选取区域系数
3)由图10-26查得
,
4)由图10-19取接触疲劳寿命系数
1.02;
1.08
5)由图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
6)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
许用接触应力
7)由表10-6查得材料的弹性影响系数
8)由表10-7选取齿宽系数
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径
,由计算公式得
2)计算圆周速度。
3)计算齿宽
及模数
4)计算纵向重合度
5)计算载荷系数
已知使用系数
,根据
,7级精度,由图10-8查得动载系数
;
由表10-4查得
由图10-13查得
由表10-3查得
故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得
7)计算模数
3按齿根弯曲强度设计
由式(10-17)
(1)确定计算参数
1)计算载荷系数。
2)根据纵向重合度
,从图10-28查得螺旋角影响系数
3)计算当量齿数。
4)查取齿形系数。
由表10-5查得
5)查取应力校正系数
6)计算大、小齿轮的
并加以比较
由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限:
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数
大齿轮数值大
(2)设计计算
对比计算结果,由齿面解除疲劳强度计算的法面模数
大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取
,已可满足弯曲强度。
但为了同时满足解除疲劳强度,需按解除疲劳强度算得的分度圆直径
来计算应有的齿数。
于是由
取
4几何尺寸计算
(1)计算中心距
将中心距圆整为180mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
因
值改变不多,故参数
、
等不必修正。
(3)计算大、小齿轮的分度圆直径
(4)计算齿轮宽度
圆整后取
2轴的设计计算(按弯扭合成强度条件计算)
1.选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.
2.初估轴径
按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:
D2min=
3.初选轴承
2轴选轴承为30313
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:
D2=45mm
4.结构设计为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.
(1).各轴直径的确定
1段半联轴器的直径为50mm。
右端需制出一轴肩,直径为58mm,半联轴器和轴配合的长度为84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故轴长应少2mm。
联轴器的选择,因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。
故选择30313。
尺寸为d*D*T=65*140*36。
(2)各轴段长度的确定
轴的支点上受力点间的跨距L1=87mm,L2=233mm,L3=146mm。
(3).轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性,齿轮和轴选用过盈配合H7/r6。
和轴承内圈配合轴劲选用k6,查表得应选用b*h=20*12,半联轴器和轴承的连接使用16*10*70的平键。
(4).轴上倒角和圆角
为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴肩圆角半径为1mm。
其他轴肩圆角半径均为2mm。
根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为1*45。
10
5.轴的受力分析
(1)画轴的受力简图。
(2)计算支座反力。
Ft=2T1/d1=
=1802.36N
水平平面上的弯矩
垂直平面上的弯矩
合成弯矩,
转矩
N
6.判断危险截面
显然,如图所示,a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险截面;
b-b截面处合成湾矩虽不是最大,但该截面左侧也可能是危险截面。
若从疲劳强度考虑,a-a,b-b截面右侧均有应力集中,且b-b截面处应力集中更严重,故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.轴的弯扭合成强度校核
由表10-1查得
19.7MPa<
8.轴的安全系数校核:
由表10-1查得a-a截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
a-a截面左侧的弯矩M为
M=308954
=146555N
界面上的扭矩
=723889.78
截面上的弯曲应力
界面上的扭转切应力
轴的材料为45钢,
截面上由于轴肩而引起的理论应力集中
及
查表可得。
因
,经插值后可查得
=2.0
=1.31
又查得轴的材料的敏感系数为
故有效应力集中系数为
尺寸系数
;
扭转尺寸系数
轴按磨削加工。
表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即
1,得综合系数为
又得碳钢的特性系数
取
安全系数
查表10-6得许用安全系数
=1.3~1.5,显然S>
故a-a剖面安全.
由表10-1查得a-A右侧
b-a截面左侧的弯矩M为
过盈配合处的
,用差值法求出,并取
,于是得
=3.16
=0.8
3.16=2.53
故a-a剖面安全
故该轴的强度是足够的。
3联轴器的选择。
联轴器的计算扭矩
查表得
=1.3.则
查GB/T5014-2003,选用LX4型号的弹性柱销联轴器,半联轴器的孔径为50mm,半联轴器的长度为112mm,
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。
对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;
最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。
虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许
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