机械设计课程设计变速箱设计说明书Word格式.docx
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2η×
2η3×
η3×
η4×
η5×
η6
式中:
η1、η2、η3、4η、η5、η6分别为带传动,齿轮传动的轴承,齿轮传动,联轴器,卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
取η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96,则
ηwη=0.96×
0.99×
0.97×
0.98×
0.96=0.80
所以Pd=Fv/1000ηwη=4.04Kw。
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×
1.6)/(400×
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。
确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于Pd。
本题的Pd=4.04Kw。
根据容量和转速,由相关手册查出一适用的电动机型号:
(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
Y132M2-6
5.5
1000
960
12.56
3
4.188
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
515×
345×
315
216×
178
12
38×
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)
P0=4.04KWn0=960r/min
T0=9550P0/n0=9550×
4.04/960=40.189N.m
P1=P0×
η1=4.04×
0.96=3.8784KW
n1=n0/i1=960/3=320/min
P0=4.04KW
n0=960r/min
T0
=40.189N.m
P1=3.8784KW
n1=320r/min
2)1轴(高速轴)
T1=9550P1/n1=9550×
3.8784/320=115.74N.m
P2=P1×
η22×
η4
=3.8784×
0.982×
0.97=3.5046KW
T1=115.74N.m
P2=3.5046KW
3)2轴(低速轴)
n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min
T2=9550P2/n2=9550×
3.5046/76.4=438.075N.m
n2=76.4r/mi
T2=438.075N.m
4)3轴(滚筒轴)
PW=P2×
η6=3.5046×
0.96=3.297KW
nw=n2=76.4r/minTW=9550PW/nw=9550×
3.297/76.4=412.125N.m
PW=3.297K
nw=76.4r/min
TW=412.125N.m
结果汇总
参数
轴号
功P(KW)
0轴
1轴
2轴
W轴
转速n(r/min)
4.04
320
转矩T(N.m)
40.189
115.746
438.075
412.125
传动比i
效率
0.96
0.904
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=4.04KW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.
1、选择齿轮材料及精度等级。
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
2、按齿面接触疲劳强度设计。
因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式Pag186(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×
4.04/320=N.mm
2)载荷系数K、查表10.11取K=1.1
3)齿轮Z1和齿宽系数ψ。
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=580MPa,σHlim2=550Mpa,由表10.10(Pag180)查得SH=1,公式N1=60njLh(Pag180),N1=60njLh=60×
320×
1×
(365×
5×
24)=8.4096×
108,N2=N1/4.188=8.4096×
108/4.188=2.008×
108
查图10.27得:
ZNT1=1.02,ZNT2=1.1,由式(10.13)可得
【σH】1=ZNT1σHlim1/SH=513MPa,【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=572.4MPa
故d1≥76..43×
【(1.1×
×
5.2)/(1×
4.2×
513×
513)】1/3=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm,由表10.3(Pag165),取标准模数m=2.75mm。
5)计算主要尺寸。
d1=mz1=2.75×
25mm=68.75mm
d2=mz2=2.75×
105=288.75mm
b2=ψd×
d1=1×
68.75mm=68.75mm
经圆整后取b2=70mm,b1=b2+5mm=75mm
a=m/2(z1+z2)=0.5×
2.75×
130=178.75mm.
按齿根弯曲疲劳强度校核
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
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、YNT2=1
由式(10.14)可得[σF1]=162MPa,[σF2]=146MPa
故σF1=2kT1/(b1m2z1)YFYS=2×
1.1×
2.65×
1.59×
1000/(69×
2.752×
25)=82<[σF1]=162MPa、
σF2=82×
2.18×
1.8/(2.65×
1.59)=76.3659<[σF2]=146MPa齿轮
齿轮弯曲强度校核合格。
(3)验算齿轮的圆周速度v
V1=π68.75×
320/(60×
1000)=1.1519m/s。
V2=π275×
76.4/(60×
1000)=1.155m/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。
数据汇总
名称
小齿轮
大齿轮
分度圆直径d
68.75
288.75
齿顶高
2.75
齿根高
8.25
齿全高h
6.1875
齿顶圆直径
74.25
294.25
齿根圆直径
61.875
281.875
基圆直径
64.6038
271.33624
中心距a
178.75
齿宽
75
70
六、传动装置的运动和动力设计
已知电动机额定功率P=4.04Kw,转速n=960r/min,从动轴(高速轴)n1=320r/min,每天工作24h,由表8.21知Ka=1.2
(1)Pc=Ka×
P=1.2×
4.04=4.848KW
(2)选取带型号。
Pc=4.848KW,n1=960r/min。
由图8.21选取普通V带型号
(3)确定带轮直径d1,d2。
按表8.3选取标准值d1=106mm,d2=315mm。
误差(323.047-320)/320=0.00952,在±
5%内为允许值。
验算带速
V=πd1n1/60000=5.328m/s,带速在5—25m/s范围内
(4)确定带的基准直径长度Ld,和实际中心距a
0.7(d1+d2)≦d0≦2(d1+d2),L0=2a0=3.14(d1+d2)/2+(d1-d2)(d1-d2)/4a0=1879.505mm
a≈a0+(Ld-L0)/2=640mm。
中心距的a的变化范围为
amin=a-0.015Ld=613mm,amax=a+0.03Ld=694mm。
验算小带轮包角a1
a1=180°
-(d1-d2)×
57.5/a=161.2879°
>120°
确定V带根数z
Z≥Pc/【p0】’p0=0.954kw,由表8.11查得△P0=0.11908kw,由表8.11查得包角系数Ka=0.96得普通V带根数Z=4.848/0.96/1.01/(0.954+0.11908)=4.65948
圆整得Z=5根
设计结果:
选用5根,中心距a=640mm,小带轮直径d1=106mm,大带轮直径d2=315mm,轴上压力Fq=1468.2389N
七,齿轮轴的设计
1.1轴,高速轴的设计
(1)确定输入轴上各部位的尺寸(如图)
1..选择轴的材料,确定许用应力。
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率,对材料五特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
查书1(见备注)273页表14.2得强度极限σB=650MPa,在查书1,272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。
2.按钮转强度估算轴径。
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=(5-1)×
15+2×
9=78mm,则第一段长度L1=80mm
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=74.25径为Φ68.75mm轮的宽度为70mm,则,此段的直径为D5=Φ74.25mm,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=48mmL6=10mm,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=68.75mm
作用在齿轮上的转矩为:
T=9.55×
106·
P/n=N·
mm
求圆周力:
Ft,Ft=2T2/d2=2×
/68.75=3367.1563N
求径向力Fr,Fr=Ft·
tanα=3367.1563×
tan200=1254.1006N
Ft,Fr的方向如下图所示
FHA=FHB=Ft/2=3367.1563/2=1683.578N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为:
MHC1=1683.578×
57.5=96805.7436N·
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为:
MHC2=1683.578×
20=3367.156N·
(3)、作垂直平面内的弯矩图:
支点反力。
FVA=650.8787、FVB=603.2218
Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为:
Mvi左=34685.2535N·
Ⅱ-Ⅱ截面右侧的弯矩为:
Mvi右=13017.574N·
做合成弯矩图:
Ⅰ-Ⅰ截面:
Mi左=90378.56、Mi右=34848.307
(5)求当量弯矩,修正系数a=0.6
Mei=77700.5N·
mm,Ⅱ-Ⅱ截面:
Meii=70576.817N·
由图14.21可以看出截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受弯矩相同,但弯矩Mei>Meii,且轴上还有键槽,但由于轴径d4>d3,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
σeⅠ=MDⅠ/W=2.3911mpa
Ⅱ-Ⅱ截面:
σeⅡ=MDⅡ/W=11.027mpa
查教材272页表14.2得【σ-1b】=60MPa,满足σe≤【σ-1b】的条件,故设计的轴有足够的强度,并有一定的余量。
受力图如下
3、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
由前面计算得,传动功率P2=3.5046kw,n2=76.4r/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≥(38.3~42.24)
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(40.215~44.352),根据计算转矩T=9.55×
P/n=N·
mm,Tc=RA×
T=1.3×
=.5N·
mm,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×
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=70mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=65mm
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)
1)画出轴的受力图(图b)
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·
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×
23=46076N·
2)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·
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII=FVB·
23=729.145×
23=16770.3N·
4)合成弯矩图(图e)
MI=(35363.52+)1/2=N·
MII=(16770.32+)1/2=49033N·
5)求转矩图(图f)T=9.55×
P/n=9.55×
3.504/76.4=N·
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=(+(0.6×
)1/2=.9N·
Ⅱ—Ⅱ截面:
MeII=(+(0.6×
)1/2=.13N·
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=/(0.1×
603)=14.9Mpa
σeII=MeII/W=/(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
八.滚动轴承设计
根据条件,轴承预计寿命
Lh=5×
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=1254N
P=fpFr=1.1×
1254=1379.4n
(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
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
(3)选择轴承型号
查课本P154页,选择6011轴承Cr=30.2KN
九、键的设计
设计步骤
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
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×
11×
38)
=111.79MPa<【σjy】=120MPa(轻微冲击,由表14.9查得)
取键A18×
80GB/T1096-1979
选轴径d4=30mm,查表14.8取键10×
8。
即
b=10,h=8,L=50
l2=L-10=60-10=50mm
138.95×
1000/(30×
8×
50)
=46.317<【σjy】
b=14mm
h=9mm
L=54mm
型号:
C14×
b=18mm
h=11mm
L=56mm
A18×
十、联轴器的选择
计算联轴器的转矩
确定联轴器的型号
定距环
由表16.1查得工作情况系数K=1.3
由式16.1得
主动端TC1=KT2
=1.3×
525.87=683.63N·
m
从动端
TC2=KTW
=1.3×
495N·
m
=643.5N·
m<Tm=1250N·
m(附表9.4)
由前面可知:
d≥C=40.23~44.37mm
又因为d=C(1+0.05)
=(40.23~44.37)(1+0.05)
=42.24~46.59mm
n2=76.4r/min<〔n〕=4000r/min
由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器
HL4GB5014-2003。
由其结构取L=11.5d=55
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