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(223页)
型号
额定功率
满载转速
同步转速
Y132M2-6
5.5
960
1000
2、计算总传动比并分配各级传动比
(1)计算总传动比:
i=nm/nW=8~14
(2)分配各级传动比:
为使带传动尺寸不至过大,满足ib<
ig,可取ib=2~3,则齿轮传动比ig=i/ib(在4左右,取小数点后两位,不随意取整)。
3、计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴的转速:
n1=nm/ibn11=n1/ignw=n11
(2)各轴的功率:
P1=Pm·
ηbP11=P1·
ηr·
ηgPw=P11·
ηc
(3)各轴的转矩:
T0=9550Pm/nmT1=9550P1/n1T11=9550P11/n11Tw=9550Pw/nw
最后将计算结果填入下表:
参数
轴名
电机轴
I轴
II轴
滚筒轴
转速n(r/min)
nm=960
n1=384
n11=96
nw=96
功率P(kW)
Pm=5.5
P1=5.28
P11=5.08
Pw=4.99
转矩T(N·
m)
T0=54.71
T1=131.31
T11=505.67
Tw=496.5
传动比i
ib=2.5
ig=4.02
1
效率η
ηb=0.96
nb·
ηr=0.96
ηc=0.98
三、带传动的设计计算
已知带传动选用Y系列异步电动机,其额定功率Pm=5.5,主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。
单班制工作。
有轻度冲击。
计算项目
计算内容
计算结果
1确定设计功率
2选V带型号
3确定带轮直径
4验算带速
5确定带的基准长度和
6验算小带轮包角
7计算带的根数
8计算初拉力
9计算对轴的压力
⑩带轮结构设计绘工作图
查表34—3,取KA:
1.2,故
Pd=KAP=1.2×
11=6.05kW
根据Pd和nl查图34—9,选B型普通V带
由表34—4,取小带轮基准直径ddl=125mm
传动比
2.5
大带轮基准直径dd2=idd12.94×
125=312.5mm
圆整da2=315mm
验算
=
由0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初定中心距a0=700mm带的基准长度为
传动中心距
Ld0
2×
700+
(125+375)+(375-125)2=2208mm查表34—2,取Ld=2800mm
由式(34—9),实际中心距
a=a0+
=647mm
a1
180°
-57.3°
×
155
由式(34—11),z=
由ddl=125mm,n1=960r/min,查表34—5,
P1=0.8kW
查表34—6,B型带,Kb=2.67×
10-3,查表34—7,由I=2.5,得
Ki=1.14
P1=2.67×
10-3×
960
=0.32kW
Ka=1.25(1-5-a1/180°
)=1.25(1-5-160°
/180°
)=0.937
查表34—2,由Ld=2800mm,得KL=1.03
则Z=
6.7
取c=7根
查表34—1,B型带,q=0.17kg/m;
由式(34—13)得
F0=500×
+0.17×
6.352=249.1N
由式(34-14)得
Q=2zFosin
5×
1×
sin
=3434。
4N
Pd=6.05kw
B型
dd1=125mm
dd2=375mm
V=6.28m/s
合适
2800mm
a=700mm
a1=155
Z=3
四、齿轮的设计计算
已知传递的名义功率P1=5.28,小齿轮转速n436.36,传动比ig=4.05连续单
向运转,传动尺寸无严格限制;
电动机驱动。
1.选精度等级、材料及齿数
2.按齿面接触强度设计
3传动尺寸计算
1)精度等级选用8级精度;
2)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=96的;
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按式(10—21)试算,即
dt≥
按式
查表35-12得Ka=1
初估速度=4
由图35-30b查得Kv=1.1
取
=0
由式
=[1.88-3.2(
+
)]cos
=1.713
=1
由图35-31得,K
=1.46
由图35-32得,K
=1.05
所以K`=1.364
d`
61.4
v=
=3.08
因与初估圆周速度相差较大,故应修正载荷系数及小齿轮直径
由图35-30b得Kv=1.03,
K=1.276,
d1=59.5,
=147.6,取150mm
=2.48,
取m=2.5
d1=
=60
d2=ud1=240
b=
取b1=70,b2=60
3)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
Z1=24
Z2=96
五、轴的设计计算
(一)主动轴的设计计算
已知传递的功率为P1=5.28,主动轴的转速为n1=384,小齿轮分度圆直径d1=60,
啮合角d=20,轮毂宽度B小齿轮=700mm,工作时为单向转动。
解:
1、选择轴的材料、热处理方式,确定许用应力(按教材表39—1、39—8)
材料
热处理
硬度
抗拉强度
许用弯曲应力
主动轴
45号钢
调制
217~255
650MPa
60MPa
2、画出轴的结构示意图:
3、计箅轴各段直径
计算项目
计算内容
1、计算d1
2、计算d2
3、计算d:
4、计算山
5、计算d5
由教材表39-7得:
A=118~106,取A=118(取较大值)
d1"
27.14,
轴上有一个键槽,故轴径增大5%
d1’=d1”×
(1+5%)=28.50按138页圆整dl=30
d2’=d1+2a=d1+2×
(0.07-0.1)×
d1=34.2-36,因d2必须符合轴承密封元件的要求,取d2=35。
(191页)
d3’=d2+(1~5)mm=36-40,d3必须与轴承的内径一致,圆整d3=40。
所选轴承型号为6208,B=18,D=80,G=22.8,C0r=15.8
d4’=d3+(1-5)mm=41-45,为装配方便而加大直径,应
圆整为标准直径;
一般取0,2,5,8为尾数。
取d4=45
d5=d3=40,同一轴上的轴承选用同一型号,以便于
轴承座孔镗制和减少轴承类型。
d1=30
d2=35
d3=40
d4=45
d5=40
4、计笪轴各段长度
计算结果
1、计算Ll
2、计算L2
3、计算L3
4、计算L4
5、计算L5
B带轮=(Z一1)e+2f=,e、f值查教材表34-8
L1’=(1.5~2)d1,按138页取Ll=58
L2=l1+e+m=50
e=1.2d3,其中d3为螺钉直径,查表5—1(23页)
m=L-Δ3-B轴承小
=6+C1+C2+(3~8)-Δ3小一B轴承小=20
式中6、Cl、C2查表5—1。
l1、Δ3小查表6—8(75页,
按凸缘式端盖查l1),若m<
e取m=e即可。
L3=B轴承小+Δ2小+Δ3小,Δ2小查表6—8(75页)
<
10—15,故小齿轮做成齿轮轴,L4=B小齿轮
L5=L3
L1=58
L2=50
L3=40
L4=70
L5=40
5、校核轴的强度
1.求轴上的载荷
Mm=316767N.mm
T=925200N.mm
6.弯扭校合
6、画出轴的工作图,标出具体尺寸和公差
(二)从动轴的设计计算
已知传递的功率为P11=5.08,从动轴的转速为n11=96,大齿轮分度圆直径d2=240
啮合角α=20°
轮毂宽度B大齿轮=600mm,工作时为单向转动。
轴名
材料
硬度
抗拉强度ob
许用弯曲应力[o川b
从动轴
正火
170-217
600MPa
55MPa
画出轴的结构示意图
计算轴各段直径
1、计算d,
3、计算d3
4、计算d4
6、计‘算d6
A=118~106,取A=115(取较大值)
d1"
轴上有一个键槽,故轴径增大5%
(1+5%)=45,为使所选轴径与联轴器的孔径
相适应,故需同时选取联轴器。
查184页,相配合的联
轴器选HL4型弹性柱销联轴器,轴径相应圆整为dl’,
半联轴器长l=112。
d2’=d1+2a1=d1十2×
(0.07-0.1)×
dl=36.48-38.4,因d2必须符
合轴承密封元件的要求,取d2=55。
d3’=d2+(1~5)mm=41-45,d3必须与轴承的内径一致,圆
整d3=。
所选轴承型号为6212,B=22,D=110,Cr=36.8,Cor=27.8
d4’=d3+(1~5)mm=,为装配方便而加大直径,应圆
整为标准直径:
取d4=62
d5’=d4+2a4=d4+2×
d4,d5=75(取整)
d6=d3=60,同一轴上的轴承选用同一型号,以便于轴
承座孔镗制和减少轴承类犁。
d1=45
d2=55
d3=60
d4=62
d5=75
d6=60
1、计算Ll
2、计算L2
3、计算13
4、计算L4
5、计算L5
6,计算L6
半联轴器的长度l=112,为保证轴端挡圈只压在半
联轴器上,而不压在轴的端面上,故第1段的长度应
比l略短一些,按138页取L1=82
l2=l1+e+m‘=50
e=1.2d3,其中d3为螺钉直径,查表5—1(23页)
m=L-Δ3-B轴承小
L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大,Δ2大=Δ2小+
=54(公式中B为齿轮宽度)
L4=B大齿轮一2=60
L5=b=1.4a4=12取整)
L6=Bz轴承大+Δ2大+Δ3大-L5=31
L1=82
L3=54
L4=58
L5=22
L6=45
2.求轴上的载荷
6、画出轴的工作图,标出具体尺寸和公差(例图)略
计算注意事项:
1、主动轴与从动轴的e应相等,2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等
(一)主动轴外伸端处键的校核
已知轴与带轮采用键联接,传递的转矩为T1=131,轴径为d1=30,轴长L1=58
带轮材料为铸铁,轴和键的材料为45号钢,有轻微冲击
六、键的选择与验算
1)键的类型
及其尺寸
选择
2)验算挤压
强度
3)确定键槽尺
寸及相应的公
差
带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型
平键联接。
根据轴径d=30,由表10-33(165页),查得:
键宽
b=8,键高h=7,因轴长L1=58,故取键长L=50
将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为
53.82Mpa
由教材表33—3查得,轻微冲击时的许用挤压应
力[
]50—60MPa,ap<
[
],故挤压强度足够。
(以
为例)由附表10-33(165页)得,
轴槽宽为20N9-0520,轴槽深t=7.5mm,r6对应的
极限偏差为:
。
毂槽宽为20Js9±
0.026,毂槽深
h=4.9mm。
H7对应的极限偏差为0.030
键b×
h
键长L=50
53.58
ap<
[Op]
强度足够
4)绘制键槽工作图
(二)从动轴外伸端处键的校核
已知轴与联轴器采用键联接,传递的转矩为T11=505轴径为d1=45,宽度L1=82。
联轴器、轴和键的材料皆为钢,有轻微冲击
根据轴径d=45,由表10-33(165页),查得:
b=12,键高h=8,因轴长L1=82,故取键长L=70
52.41Mpa
键长L=70
52.41
(三)从动轴齿轮处键的校核
已知轴与齿轮采用键联接,传递的转矩为T11=505,轴径为d1=52,宽度L4=58。
齿轮、轴和键的材料皆为钢,有轻微冲击
b=14,键高h=9,因轴长L1=60,故取键长L=45
59.17Mpa
键长L=45
59.17
注意:
从动轴的许用挤压应力[op]:
100—120Mpa。
键的工作图都需要画出。
七、轴承的选择与验算
(一)主动轴承的选择与验算
已知轴颈直径d3=40,n1=384Rva=1192Rvb=1192
,运转过程中有轻微冲击
计算内容
1、确定轴承的基本参数
2、计算当量动负荷P
3、计算基本额定寿命
由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数
P=RvA、RⅧ中较大者
因球轴承,故c=3,查教材表38-10,取fd=1,
查教材表38-11,取gT=1
代入计算得:
Lh=
故所选轴承合适。
(1h’可查表或按大修期确定)
P=1.2
Lh>
Lh,
(二)从动轴承的选择与验算
已知轴颈直径d3=60,n11=96,RvA=3063,Rw=3063,运转过程中有轻微冲击
P二RvA、RⅧ中较大者
因球轴承,故c二3,查教材表38-10,取fd=1,
如寿命过大,则重选轴承型号,取轻或特轻系列
八、联轴器的选择与验算
已知联轴器用在减速器的输出端,从动轴转速nh=96,传递的功率为P11=5.08 传递的转矩为T"
=505,轴径为d1=45
1、类犁选择
2、计算转矩
3、型号选择
为减轻减速器输出端的冲击和振动,选择弹性柱
销联轴器,代号为HL。
由教材表43-l,选择工作情况系数K=1.25
Tc=K·
TⅡ=631.96
按计算转矩、轴径、转速,从标准中选取HL3型
弹性柱销联轴器,采用短圆柱形轴孔。
公称转矩:
Tn=630>
Tc
许用转速:
n1=1000>
n11
主动端:
了型轴孔、A型键槽、轴径d1=,半联轴
器长度L:
HL弹性柱销联轴
器
Tc=631.96
联轴器的选择结果
型号
轴孔直径
轴孔长度
公称转矩
许用转速
HL4
45
112
1250
4000
九、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。
箱体主要尺寸计算如下:
名称
符号
尺寸
箱体厚度
具体内容参照23页表5-1
8mm
十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择
(一)减速器的润滑
1、齿轮的润滑:
根据齿轮的圆周速度6.28
选择10mm润滑,浸油深度
,(36页)润滑油粘度为59。
(41页)
2、轴承的润滑:
滚动轴承根据轴径选择脂润滑,润滑脂的装填量
,润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。
(39-40页.)
(.-2:
)减速器的密封(42—46页)
1、轴伸出处密封:
轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油(脂)漏出和箱外杂质,水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀,采用垫圈密封方式
2、轴承室内侧密封:
采用挡油环密封方式,其作用是防止过多的油,杂质以及啮合处的热油冲入轴承室
3、箱盖与箱座接合面的密封:
采用密封条密封方法
画出封油环与毡圈示意图(46页与191页)
十一、减速器附件的设计
说明:
按课程设计47—53页进行设计,对每一种附件,说明其作用,并画出结构示意图。
(一)窥视孔盖和窥视孔的设计
作用:
检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油
结构示意图
窥视孔开在机盖的顶部,应能看到传动零件啮合,并有足够的大小,以便于检修。
(二)排油孔与油塞
排放污油,设在箱座底部
结构示意图
放油孔的位置应在油池最低处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油,放油孔用螺塞堵住,其结构如图
十二、设计参考资料目录
所用到的参考资料都可以列出,如:
1、机械设计基础课程设计:
张建中主编,徐州:
中国矿业大学出版社,
2、一一一”.
十三、结束语
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。
齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。
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- 主轴 设计 说明书