机械课程设计说明书一级减速器Word下载.docx
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3—减速器
原始数据:
参数
功率(P)
转速(n)
传动比(i)
数据
15KW
1460r/min
12
工作条件:
平稳载荷,单向传动,室内工作。
使用期限:
两班制,每天工作16小时,一年工作250天,使用10年。
工作机转速允许误差:
3%~5%。
设计工作量:
1、减速器转配图1张(A0或A1);
2、箱盖零件图、齿轮零件图、轴零件图各1张;
3、设计说明书1份
二、电动机的选择
电动机的选择
电动机型号
额定功率/KW
满载转速/(r/min)
启动转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y160L-4
15
1460
2.2
三、传动装置的运动及动力参数计算
计算与说明
主要结果
1确定V带截型
工作情况系数带式运输机工作中载荷变化系数小由于表7-7取出
计算功率Pc=KAP=1.3×
15=19.5kw
V带截型根据Rc和n,由图7-12选取B型V带
2确定V带轮基准直径
小带轮基准直径由图7-12及表7—4选取dd1
大带轮基准直径dd2=d11(n1÷
n2)=125×
3=375
验算带速由表7-5知带轮基准直径系列中收有此值。
取dd2=375
V=
3确定中心距及V带基准长度
初定中心距由0.7(dd1+dd2)≦a0≦2(dd1+dd2)及dd1,dd2
得350≦a0≦1000,初定a0=800mm
计算V带基准长度Ld=2a0+0.5(dd1+dd2)+(dd2-dd1)4a0
=2800+0.5(125+375)+(375-125)(4800)
=24.49
V带基准长度由表7-2选取Ld=2500
实际中心距拟将带传动设计成中心距可调的结构,采用近似计算
aa0+(Ld-L'
d)2==847.6mm
取a=848
验算小带轮包角1=180°
-(dd2-dd1)a57.3°
=180°
-(375-125)84857.3°
=163.12°
4.确定V带根数
单根V带基本额定功率由表7-6P1=2.2kw
单根V带基本额定功率增量由表7-8P1=0.45kw
小带轮包角修正系数由表7-9代性插值,求得Kα=0.96
带长修正系数由表7-2KL=1.03
V带根数
Z≧Pl/(P1+P)KαK2
=19.5÷
=7.41
取Z=8
5.计算初拉力
V带单位长度质量由表7-1q=0.17
单根V带的初拉力F0=500²
=500×
×
+0.17×
9.56²
=220.04N
取F0=221N
6.作用在轴上的载荷
FQ=2ZF0sin=2×
8×
221×
sin(163.12°
÷
2)=2.19×
10³
N
四、传动零件的设计计算
齿轮的传动的设计计算
1.选择齿轮材料并确定初步参数
(1)选择齿轮材料机器热处理由表8-1选取
小齿轮:
40Cr、调质处理、齿面硬度、260HBV
大齿轮:
45钢、调质处、齿面硬度、230HBW
(2)初选齿数
取小齿轮齿数Z1=30Z2=2²
Z1=4×
30=120
(3)选择齿宽系数和精度等级初选小齿轮直径=60mm
参照表8-8区齿系数=1,则==160=60
齿轮圆周速度==4.59
参照表8-9,齿轮精度选为8级
(4)计算两齿轮应力循环次数N
小齿轮=60=60×
1×
1460×
(250×
10×
16)=3.5×
大齿轮==
(5)寿命系数由图8-24得
(不允许有定量点蚀)
(6)接触疲劳极限
由图8-20a,查MQ线得=720MPa=580MPa
(7)安全系数参照表8-11,取=1
(8)许用接触应力根据公式(8-14)得
===720MPa
===580MPa
2按齿面接触疲劳强度设计齿数的主要参数
(1)确定相关的参数值
计算小齿轮的转矩T1
T1=
确定载荷系数K
使用系数按电动机驱动载荷平稳查表8-4取=1
动载系数按8级精度和速度,查图8-11,取=1.12
齿间载荷分配系数
如表8-5,取=1.3
正向载荷分布系数,如图8-14a,取=1.09
载荷系数
确定弹性系数,由表8-6得=190
④确定节点区域系数由式8-16得,=2.5
⑤确定重合度系数由式(8-8),重合度
由式(8-7),重合度系数
=
(2)球所需小齿轮直径,由式(8-6)得
≧
=59.4
与初估基本相符
(3)确定中心距模数m等主要几何参数
模数m
由表8-7取标准模数得m=2mm
中心距a
分度圆直径
④确定齿宽b
大齿轮齿宽
小齿轮齿宽
3.校核齿轮晚期疲劳强度
(1)计算许用弯曲应力
寿命系数,由图8-29取
极限应力,由图8-25a取=300MPa,
尺寸系数,由图8-30,取
④安全系数,参照表8-11取
⑤需用弯曲应力由式(8-16)得
(2)计算齿根弯曲应力
齿形系数由图8-18,取=2.52=2.18
应力修正系数由图8-19,取
重合度系数,
由式(8-11)得
④齿轮弯曲应力,由式(8-9)得
结论齿根弯曲疲劳强度足够
KA=1.3
Pc=19.5kw
B型号V带
dd1=125
dd2=375
V=9.56
带速在允许的范围内
a=848
1=
163.12°
Z=8
FQ=
2.19×
小齿轮
40Cr调质
大齿轮
45钢调质
齿轮精度为八级
K=1.67
≧59.1mm
m=2mm
a=150
计算项目
五、轴的设计、轴承、键的选择及校核
计算及说明
计算结果
1.已知条件
高速轴传递的功率,转速,小齿轮分度圆直径齿轮宽转矩
2.选择轴的材料
因为传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选用常用的材料,调质处理
,调质处理
3.初算轴径
因为高速轴外伸段上安装带轮,所以轴径可按下式求得,通常取由表9-8取则
d≧
考虑到轴上有键槽,轴径应增大3%-5%,则
取
4.结构设计
4.机构设计
(1)轴承部件的机构设计
轴的初步结构设计及构想如图8-14所示。
为方便轴承部件的装拆,减速器的集体采用剖分式机构。
该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式。
然后,可按轴上零件的安装顺序,从处开始设计
(2)轴段的设计
轴段上安装带轮,此段设计应为与带轮设计同步进行。
由最小直径课初定轴段的轴径带轮轮毂的宽度为,取为48mm,则轴段的长度略小于毂孔宽度,取
(3)轴段轴径设计
考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸,带轮用轴肩定位,轴肩度为mm,则
。
由于轴段的长度涉及的因素较多,稍后再确定。
(4)轴段和⑦的设计
轴段和⑦安装轴承,考虑齿轮只手径向力和圆周力,所以选用球轴承即可,其直径应既便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。
先暂取轴承为6008,经过计算轴寿命不够,改选6208轴承,由表8-28查得轴径内径外径D=80mm,宽度B=18mm,内圈定位轴肩直径外圈定位凸肩内径,故,该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑。
则
通常一根轴上的两个轴承取相同型号,则
(5)轴段的长度设计
轴段的长度除与轴上零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。
(6)轴段④和⑥的设计
该轴段间接为轴承定位,可取则轴段④和⑥的长度为。
(7)轴段⑤的设计
轴段⑤上安装齿轮,为便于安装,应略大于由于小齿轮与轴直径相差不大,所以做成齿轮轴
(8)力作用点的距离
(9)画出轴的结构及相应尺寸,如图
5.键连接
V带轮与轴段之间采用A型普通平键,由表8-31得键的型号为键10×
45,GB/T1096-1990
6.轴力分析
6.轴的受力分析
(1)画轴的受力图轴的受力图如图所示
(2)支承反力在水平面上为
式中负号表示与图中所示力的方向相反,以下同
在垂直平面上为
轴承A的总支承反力为
轴承B的总支承反力为
(3)弯矩计算
合成弯矩有
(4)画弯矩图弯矩图如图所示
(5)转矩和转矩图
7.校核轴的强度
齿轮轴与B处弯矩较大,且轴颈小,故点B剖面为危险剖面。
其抗弯截面系数
抗扭截面系数
最大弯曲应力
扭剪应力为
按弯曲合成强度进行校核计算,对于单项转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数则当量应力为
由表8-26查的的抗拉强度极限,得到强度满足要求
轴的强度满足要求
8.校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为
取键的材料为钢,游标8-33查得,强度足够
低速轴的计算
键强度满足要求
低速轴传递的功率,转速,传递转矩齿轮2分度圆直径齿宽。
2.材料选择
因传递功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故选常用的材料45钢,调制处理。
45钢,调质处理
取低俗轴外伸段的直径可按下式求得:
轴与联轴器,有一个键槽,因增大轴径3%~5%,即
≥
圆整取
(1)轴承部件的结构设计
轴的初步结构设计及构想如图8-17所示,该减速器发热小,轴不长,故轴承采用两端固定方式,按轴上零件的安装顺序,从最细处开始设计
(2)轴段①的设计
(3)轴段②的轴肩高度
轴段②的轴径
mm
最终由密封圈确定,该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封,查表8-27,选用毡圈40JB/ZQ4606-1997,则
(4)轴段③和轴段⑥的设计
轴段③及轴段⑥上安装轴承,考虑齿轮没有轴向力存在,因此选用深沟球轴承。
轴段③和轴段⑥直径应既便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。
先暂取轴承为6015,由表8-28查得轴承内径d=75mm,外径D=115mm,宽度B=20mm,内圈定位轴肩直径外援定位凸肩内径故选,通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则
(5)轴段⑤的设计
轴段⑤安装齿轮,为便于齿轮的安装,
可初定齿轮2轮毂的宽度范围为(1.2~1.5),取其轮毂宽度等于齿轮
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- 机械 课程设计 说明书 一级 减速器
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