机械设计课程设计上海工程技术大学Word文档格式.docx
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0.86=4kW
由表20-1选取电动机额定功率为Ped=4kW
2.2.3选择电动机的转速
查表2-1:
V带传动的单级传动比推荐值为2~4
圆柱齿轮传动的单级传动比推荐值为3~6,
卷筒轴工作转速为130r/min。
所以电动机转速应在
nd=nw×
i1×
i2=130×
2×
3~130×
4×
6=780—3130r/min
符合这一转速的电动机同步转速有(1000,1500,3000)r/min
η总==0.87
Pd=4kW
Ped=4kW
2.2.4选择电动机的型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,。
因此选用电动机型号为Y132S-6
2.2.5电动机外形简图和主要安装尺寸
(1).电动机的主要技术数据表:
电动机
型号
额定功率(kW)
电动机转速(r/min)
质量(kg)
同步
满载
Y132S-6
3
1000
960
63
(2).电动机的外型和安装尺寸表:
H=132mm
A=216mm
B=140mm
C=89mm
D=38mm
E=80mm
F×
GD=10×
8mm
G=33mm
K=12mm
AB=280mm
AD=210mm
AC=135mm
HD=315mm
AA=60mm
BB=200
m
HA=18mm
L=475mm
2.3总传动比的确定和各级传动比的分配
2.3.1理论总传动比
i总=nm/nw=960/130=7.38
2.3.2各级传动比的分配及其说明
取V带传动比:
i带=2.2
则单级圆柱齿轮减速器传动比
i齿=i/i带=7.38/2.2=3.35
由于i2值一般取3—6
所以i2符合其常规范围。
电动机型号Y132S-6
i总=7.38
i齿=3.35
2.4各轴的转速、转矩和输入功率
2.4.1各轴的理论转速
电动机轴:
n0=nw=960r/min
高速轴:
nⅠ=n0/i1=960/2.3=436r/min
低速轴:
nⅡ=nⅠ/i2=417/3.21=198r/min
2.4.2各轴的输入功率
P0=Ped=4kW
PⅠ=P0×
η1×
η2=4×
0.96=3.84kW
PⅡ=PⅠ×
η2×
η3=3.84×
0.97=3.69kW
2.4.3各轴的理论转矩
T0=9550×
P0/n0=9550×
4/960=39.79N•m
TⅠ=9550×
PⅠ/nⅠ=9550×
3.84/320=84.11N•m
TⅡ=9550×
PⅡ/nⅡ=9550×
3.69/130=177.977N•m
2.4.4各轴的运动和动力参数汇总表
项目
电动轴
I高速轴
II低速轴
n(r/min)
436
198
P(kW)
4
3.84
3.69
T(N•m)
39.79
87.11
177.977
传动比
2.2
3.35
三.传动设计
3.1V带传动
3.1.1V带传动的设计计算
1、确定计算功率Pca
n0=960r/min
nⅠ=436r/min
nⅡ=198r/min
PⅠ=3.84kW
PⅡ=3.69kW
T0=39.79N•m
TⅠ=84.11N•m
TⅡ=177.977N•m
由表13-8查得ka=1.1,
故Pc=Ka•3=1.1×
4=4.4kW
(2)选取普通V带型号
根据Pc=4.4kw,n1=960r/min,由图13-15,确定选用A型。
(3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2
由表13-9取d1=140mm,
由式13-9得d2=n1×
d1×
(1-ε)/n2=2.3×
140×
(1-0.002)=308.3mm
由表13-9取d2=300mm,
(4)验算带速V
V=d1×
n1×
π/60×
1000=3.14×
140×
960/60×
1000=7.03m/s,
在5~25m/s范围内,带速合适。
(5)V带内周长度Li和中心距a
0.7(d1+d2)<
a0<
2(d1+d2)
308mm<
880mm
初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=660mm,
由式13-2得带长
Li=2a0+[π×
(d1+d2)/2]+[(d2-d1)²
/4a0]=2126mm
由表13-2对A型带选用基准长度Ld=2240mm
再由式13-16计算实际中心距:
Pc=4.4kW
d1=140mm
d2=300mm
V=7.03m/s
Ld=2240mm
a≈a0+(Ld-L0)/2=757mm
(6)小带轮包角α,由式13-1得
α1=180°
-(d2-d1)×
57.3°
/a=180°
-215×
/678≈167°
>
120°
∴主动轮包角合适。
(7)V带根数z,
由式(13-9)得传动比i=d2/[d1(1-ε)]=355/[140×
(1-0.02)]=2.3
由式13-15得z=Pc/(P0+ΔP0)/Ka/Kl
由n1=960r/min,d1=140mm,i=2.3
查表13-3得:
P0=1.62kW
由表13-5得:
ΔP0=0.11kW
由α1=165.6°
查表13-7得Kα=0.97,
查表13-2得Kl=1.06
则Z=Pca/((P0+ΔP0)KαKL=2.47
取Z=3根
式中:
P0—单根V带的基本额定功率;
ΔP0—单根V带额定功率增量;
Kα—包角系数;
KL—长度系数。
a=757mm
α1=167°
i=2.3
Kα=0.97,
Kl=1.06
Z=3
V带传动主要传动参数见下表:
带型
Ld
(mm)
D1
D2
A
Z
(根)
V
(m/s)
KA
2240
140
300
757
7.03
1.1
3.1.2带轮结构设计:
由于带轮的基准直径超过300,所以采用钢质材料,椭圆轮辐式带轮带轮的基本尺寸如下:
V带轮槽型尺寸:
槽型
bd
b
Ha
hfmin
e
f
δ
ψ
C
11
13.2
2.75
8.7
15±
0.3
6
38
10
带轮的材料要用铸铁,常用材料的牌号为HT150或HT200。
1、小带轮:
D=140mmd=30mmD>
(2.5—3)d
故小带轮采用腹板式。
2、大带轮:
D=300mmd1=40mm
D-d1=300-40=280mm>
100mm
故大带轮采用腹板式。
3.2低速级齿轮传动设计计算
3.2.1低速级齿轮的设计计算
1、齿轮传动设计计算
(1)选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数
[1]选用斜齿圆柱齿轮传动。
[2]选用软齿面、闭式传动。
查表11-1得:
小齿轮:
40CrMnMo,调质处理HBS=229~363,
大齿轮:
40CrMnMo,调质处理HBS=229~363,
[3]初选精度等级9级。
[4]高速级传动比i=7.38/3.35=2.2
高速轴转速n=960/2.2=436r/min传动功率P=3.84kW
初选小齿轮齿数:
Z1=21
大齿轮齿数:
Z2=i2×
Z1=3.35×
21=70.35
取Z2=71
[5]选取螺旋角β=10º
2、按齿面接触强度设计
(1)确定小齿轮分度圆直径:
d1≥
i=2.2
n=436r/min
Z2=71
β=16.6º
[σH1]=σHlim1/SH=710/1=710Mpa[σF1]=σFlim1/SF=580/1.25=464Mpa;
查表11-6
=0.8,查表11-3K=1.5,
u=71/21=3.38ZH=2.5,查表11-4ZE=143.7,Zb=0.99;
T1=9.55×
106×
P/n=9.55×
3.84/436N·
mm=84110N·
mm
得d1≥45.9mm,由d1=z1×
m得m=2.2所以取m=2.5,
a=
=118.5mm取a=120mm
β=arcos(mn×
(z1+z2)/2a)=16.6°
所以取a=120mm,mn=2.5mm,Z1=21Z2=71
d1=52.5mmd2=177.5mm
3.2.2低速级齿轮的结构设计
1)齿宽计算
齿宽b=
×
d1=0.8×
52.5=42mm则取b2=45mm,b1=50mm
2)分度圆.齿顶圆及齿根直径
分度圆直径:
d1=52.5mm
=0.8
K=1.5
mn=2.5mm
d1=53.5mm
d2=177.5mm
a=120mm
b1=50mm
b2=45mm
ha=2.5mm
hf=3.125mm
查表4-4得:
ha=mn=2.5mm
hf=1.25mn=1.25×
2.5=3.125mm
df1=d1-2hf=53.3-2×
3.125=47.05mm
da1=d1+2hf=53.3+2×
2.5=58.3mm
大齿轮的计算同上可知:
d2=182.9mm,df2=183.75mm,da2=190mm
3.2.3低速级齿轮的检测参数表计算
一、验算齿轮弯曲强度
Zv1=Z1/cos3β=22.3Zv2=Z2/cos3β=73.4
查图11-8、11-9得YFa1=2.83,YFa2=2.27Ysa1=1.58,Ysa2=1.75
验算齿轮弯曲强度
σF=2KT1×
YF/(bm²
Z1)=170.5N/mm²
<
[σF1]
∴齿轮尺寸合适
二、齿轮的圆周速度
V=πd1nI/(60×
1000)=1.16m/s
对照表11-2可知9级精度合适。
齿轮设计总表:
(I为小齿轮,II为大齿轮)
齿轮
齿数Z
材料
热处理
中心距(mm)
模数(mm)
螺旋角
I
21
40CrMnMo
调质
120
2.5
16.6
II
69
分度圆直径(mm)
齿顶圆直径(mm)
齿根圆直径(mm)
齿宽(mm)
齿顶高(mm)
齿根高(mm)
52.5
58.3
47.05
50
3.125
175
180
168.75
45
df1=47.05mm
da1=58.3mm
d2=182.9mm
df2=183.75mm
da2=190mm
YF1=4.47
YF2=3.97
V=1.16m/s
3.3各轴的运动和动力参数汇总表
电动机轴
高速轴
低速轴
转速(r/min)
417
130
功率(kW)
转矩(N·
m)
87.49
271.1
效率
0.95
0.97
3.4联轴器的选择
1.选型说明
由于本减速器属于中小型减速器,其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。
其次为了能够使传送平稳,所以必须使传送装置具有缓冲,吸振的特性。
因此选用弹性柱销联轴器。
2.联轴器型号
Tca=Ka×
TⅡ=1.1×
271.1=298N•m
由《课程设计》P164表17-4
选择联轴器HL2联轴器J24×
52GB5014—86型(J型)
联轴器外形示意图
四.轴与轮毂的联接
4.1轴的结构设计
4.1.1轴径设计
低速轴:
利用公式d≥C×
(P/N)1/3初步确定所需直径。
∴d≥107×
(3.84/417)1/3=21mm
考虑到键的影响,轴径适当放大,
∴取标准值d1=24mm。
d2=d1+8=24+7=31mm
由《课程设计》P158表16-9
根据毛毡圈尺寸查得直径d2=31mm
d3=d2+4=35mm
根据轴承标准内径查得直径d3=35mm
d4装大齿轮,有键,应增宽4%
所以d4=(d3+3)×
1.04=38mm,
d6=d3=35mm。
d5由轴承的安装尺寸确定d5=46mm。
∴初步选取角深沟球轴承的型号为6307,
查表15-3得:
轴承外径D=80mm,宽度B=21mm
(P/N)1/3初步确定所需直径
d≥107×
(3.84/417)1/3=21mm
dmin=21mm
d1=24mm
d2=31mm
d3=31mm
d4=38mm
d6=35mm
d5=46mm
取标准值d1=22mm
d2=d1+5=22+5=27mm
由《课程设计》P158表16-9
根据毛毡圈尺寸查得直径d2=27mm
d3=d2+3=30mm
根据轴承标准内径查得直径d3=30mm
d4装小齿轮,所以d4=d3+5=35mm,取标准值d4=35mm。
d5=d3=57.5mm。
d6=d4=35mm
d7=d3=30mm
∴初步选取角接触球轴承的型号为6306
查表15-3得:
轴承外径D=85mm,宽度B=19mm
4.1.2轴的长度设计:
代号
名称
推荐值
选用值(mm)
Δ1
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
≥1.2δ
Δ2
齿轮端至箱体内壁的距离
Δ3
轴承端面至箱体内壁的距离
油脂润滑3~5
Δ6
大齿轮齿顶圆至箱体内壁距离
30~50
40
Δ7
箱底至箱底内壁的距离
≈20
20
L1
箱体内壁至轴承座孔端面距离
=δ+C1+C2+(5~10)
60
轴承端盖凸缘厚度
由以上数据及齿轮设计总表可先画出齿轮啮合俯视图轮廓线。
低速轴:
轴段1:
L1=47mm(根据课程设计书P160联轴器的设计确定)轴段2:
L2=m+e+螺钉头部厚度+5~10=49mm轴段3:
L3=轴承宽度B+结构确定=31mm轴段4:
L4=大齿轮齿宽-5mm=42mm轴段5:
L5=结构确定=13mm轴段6:
L6=轴承宽度+结构确定=21mm
低速轴总长:
L=203mm
高速轴(齿轮轴)
L1=39mm(根据大带轮宽确定的)轴段2:
L2=m+e+螺钉头部厚度+5~10=41mm轴段3:
L3=轴承宽度B=19mm轴段4:
L4=10mm轴段5:
L5=b1=50mm轴段6:
L6=L4=10mm
轴段7:
L7=L3=19
高速轴总长:
L=188mm
d1=22mm
d2=27mm
d3=d7=30mm
d4=d6=35mm
d5=35mm
4.2轴的强度校核
只需进行高速轴的强度校核,按弯扭强度计算:
高速轴L=133mm,K=121.5mm,压力角α=20°
∵齿轮上的圆周力Ft=2T1/d1=2943N
轴向力Fr=Ft×
tgα/cosβ=1759.7N
径向力Fa=Ft×
tgβ=792.4N
带轮的压力FQ=1178.9N
求垂直面的支反力
F1v=(Fr×
L/2-Fa×
d4/2)/L
=(1759.7×
133/2-792.4×
60/2)/133=701.1N
F2v=Fr-F1v=1058.6N
2)求水平面的支反力
FH=F1H=F2H=Ft/2=2943/2=1471.5N
3)F在支点产生的反力
F1f=F×
k/L=1178.9×
121.5/133=1076.9N
F2f=F+F1f=1178.9+1076.9=2255.8N
4)绘垂直面的弯矩图:
Mav=F2v×
L/2=70.4N·
Mav'=F1v×
L/2=46.6N·
5)绘水平面的弯矩图:
Mah=FH×
L/2=97.85N·
6)F力产生的弯矩图:
M2f=F×
k=143.24N·
a-a截面F力产生的弯矩为:
Maf=F2f×
L/2=150N·
7)合成弯矩图
考虑到最不利的情况,把Maf与(Mav2+Mah2)1/2直接相加
Ma=Maf+(Mav2+Mah2)1/2=270.54N·
Ma’=Maf+(Mav’2+Mah2)1/2=258.38N·
M2=M2f=143.24N·
8)轴的传递转矩T=Ft×
d/2=2943×
0.06/2=88.29N·
9)最危险截面当量弯矩截面:
可见a-a截面最危险
Me=(M2+αT2)1/2,取α=1,
Me=(270.542+1×
(0.6×
103)2)1/2=63.95N·
10)计算危险截面处轴的直径:
轴的材料选用45钢,调质处理,查得бB=650N/mm2,
由此查得许用弯曲应力[б-1b]=60N/mm2,则
(教科书表P166页11-1及P246表14-3)
d≥(Me/0.1/[б-1b])1/3=(534470/0.1/60)1/3=22mm
而初步设计此段轴径为50>
22
∴强度满足要求,合适
五.轴承选择计算
5.1高速轴轴承寿命验算
根据所选深沟球轴承6307
Fa/C0r=792.4/17.5=0.045,e=0.26
则X=0.56Y=1.71(教材P280表16-11)
P=XFr+YFa=(0.56×
1759.7+1.71×
792.4)N=2340.4N
(教材P279表16-8表16-9及P322附表1)
Lh/16/365=18.9年
所选轴承符合要求
5.2减速器各轴所用的轴承型号
轴承
d
B
D
高速轴I
深沟球轴承
6306
30
19
72
低速轴II
6307
35
80
六.减速器的润滑与密封
6.1齿轮传动的润滑
本减速器齿轮圆周速度为:
V=πd1nⅡ/(60*1000)=1.16m/s
齿轮的圆周速度小于12m/s,所以采用浸油润滑。
此外,传动件内浸入有油的深度要求适当,油池必须保持在一定的深度。
(课程设计书P153~P154页表16-1、16-4)
机座内装中负荷工业齿轮油N320润滑油(GB5903-86)至规定高度。
轴承用ZGN69-2滚动轴承脂;
密封(课程设计书P156表16-8,P158表16-9)
采用毡圈密封,特点是结构简单、价廉,但磨损较快,
寿命短,用于脂润滑。
6.2减速器的密封
本减速器所采用的密封件是毡圈密封圈。
密封方式是接触式密封。
本减速器在轴承旁还设置了挡油环。
七.减速器箱体及其附件
7.1箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体,分别由箱座和箱盖两部分组成。
用骡栓连接起来,组成一个完整箱体。
剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。
剖分接合面必须有一定的宽度,并
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