长沙理工大学机械课程设计.docx
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长沙理工大学机械课程设计
机械设计减速器设计说明书
系别:
专业:
学生姓名:
学号:
指导教师:
职称:
第一部分设计任务书..............................................4
第二部分传动装置总体设计方案.....................................5
第三部分电动机的选择............................................5
3.1电动机的选择............................................5
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7
第五部分V带的设计..............................................8
5.1V带的设计与计算.........................................8
5.2带轮的结构设计..........................................11
第六部分齿轮传动的设计.........................................12
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20
7.1输入轴的设计...........................................20
7.2输出轴的设计...........................................24
第八部分键联接的选择及校核计算..................................29
8.1输入轴键选择与校核......................................29
8.2输出轴键选择与校核......................................30
第九部分轴承的选择及校核计算....................................30
9.1输入轴的轴承计算与校核..................................30
9.2输出轴的轴承计算与校核...................................31
第十部分联轴器的选择...........................................32
第十一部分减速器的润滑和密封....................................33
11.1减速器的润滑...........................................33
11.2减速器的密封...........................................34
第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................34
设计小结.......................................................36
参考文献.......................................................37
第一部分设计任务书
一、初始数据
设计一级斜齿圆柱齿轮减速器,初始数据F=2150N,V=1.6m/s,D=280mm,设计年限(寿命):
10年,每天工作班制(8小时/班):
2班制,每年工作天数:
255天,三相交流电源,电压380/220V。
二.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
7.滚动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
一.传动方案特点
1.组成:
传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,V带具有缓冲吸振能力,将V带设置在高速级。
选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作装置的效率。
第三部分电动机的选择
3.1电动机的选择
已知速度v:
v=1.6m/s
工作机的功率pw:
pw=
3.44KW
电动机所需工作功率为:
pd=
4.05KW
执行机构的转速为:
n=
109.2r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理范围为ia=6~24,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×24)×109.2=655.2~2620.8r/min。
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,选定型号为Y132S-4的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min,同步转速1500r/min。
电动机主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
475×315
216×140
12mm
38×80
10×33
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=1440/109.2=13.19
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=3,则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.19/3=4.4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
输入轴:
nI=nm/i0=1440/3=480r/min
输出轴:
nII=nI/i=480/4.4=109.09r/min
工作机轴:
nIII=nII=109.09r/min
(2)各轴输入功率:
输入轴:
PI=Pd×η1=4.05×0.96=3.89KW
输出轴:
PII=PI×η2⋅η3=3.89×0.98×0.97=3.7KW
工作机轴:
PIII=PII×η2⋅η4=3.7×0.98×0.99=3.59KW
则各轴的输出功率:
输入轴:
PI'=PI×0.98=3.81KW
输出轴:
PII'=PII×0.98=3.63KW
工作机轴:
PIII'=PIII×0.98=3.52KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
26.86Nm
所以:
输入轴:
TI=Td×i0×η1=26.86×3×0.96=77.36Nm
输出轴:
TII=TI×i×η2×η3=77.36×4.4×0.98×0.97=323.57Nm
工作机轴:
TIII=TII×η2×η4=323.57×0.98×0.99=313.93Nm
输出转矩为:
输入轴:
TI'=TI×0.98=75.81Nm
输出轴:
TII'=TII×0.98=317.1Nm
工作机轴:
TIII'=TIII×0.98=307.65Nm
第五部分V带的设计
5.1V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1,故
Pca=KAPd=1.1×4.05kW=4.46kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1。
由表,取小带轮的基准直径dd1=80mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
6.03m/s
因为5m/s 3)计算大带轮的基准直径。 根据课本公式,计算大带轮的基准直径 dd2=i0dd1=3×80=240mm 根据课本查表,取标准值为dd2=236mm。 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)根据课本公式,初定中心距a0=500mm。 2)由课本公式计算带所需的基准长度 Ld0≈ ≈1508mm 由表选带的基准长度Ld=1600mm。 3)按课本公式计算实际中心距a0。 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1508)/2mm≈546mm 按课本公式,中心距变化范围为522~594mm。 5.验算小带轮上的包角α1 α1≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(236-80)×57.3°/546≈163.6°>120° 6.计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=80mm和nm=1440r/min,查表得P0=2.74kW。 根据nm=1440r/min,i0=3和A型带,查表得∆P0=0.17kW。 查表得Kα=0.96,查表得KL=0.99,于是 Pr=(P0+∆P0)KαKL=(2.74+0.17)×0.96×0.99kW=2.77kW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=4.46/2.77=1.61 取2根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 F0= = =300.44N 8.计算压轴力FP FP=2zF0sin(α1/2)=2×2×300.44×sin(163.6/2)=1189.35N 9.主要设计结论 带型 A型 根数 2根 小带轮基准直径dd1 80mm 大带轮基准直径dd2 236mm V带中心距a 546mm 带基准长度Ld 1600mm 小带轮包角α1 163.6° 带速 6.03m/s 单根V带初拉力F0 300.44N 压轴力Fp 1189.35N 5.2带轮结构设计 1.小带轮的结构设计 1)小带轮的结构图 2)小带轮主要尺寸计算 代号名称 计算公式 代入数据 尺寸取值 内孔直径d 电动机轴直径D D=38mm 38mm 分度圆直径dd1 80mm da dd1+2ha 80+2×2.75 85.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×38 76mm B (z-1)×e+2×f (2-1)×15+2×9 33mm L (1.5~2)d (1.5~2)×38 76mm 2.大带轮的结构设计 1)大带轮的结构图 2)大带轮主要尺寸计算 代号名称 计算公式 代入数据 尺寸取值 内孔直径d 输入轴最小直径 D=24mm 24mm 分度圆直径dd1 236mm da dd1+2ha 236+2×2.75 241.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×24 48mm B (z-1)×e+2×f (2-1)×15+2×9 33mm L (1.5~2)d (1.5~2)×24 48mm 第六部分齿轮传动的设计 1.选精度等级、材料及齿数 (1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。 (2)一般工作机器,选用8级精度。 (3)选小齿轮齿数z1=25,大齿轮齿数z2=25×4.4=110,取z2=111。 (4)初选螺旋角β=14°。 (5)压力角α=20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式试算小齿轮分度圆直径,即 1)确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt=1.6。 ②计算小齿轮传递的转矩 T1=77.36N/m ③选取齿宽系数φd=1。 ④由图查取区域系数ZH=2.44。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。 端面压力角: αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561° αat1=arccos[z1cosαt/(z1+2han*cosβ)] =arccos[25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°)]=29.683° αat2=arccos[z2cosαt/(z2+2han*cosβ)] =arccos[111×cos20.561°/(111+2×1×cos14°)]=23.046° 端面重合度: εα=[z1(tanαat1-tanαt)+z2(tanαat2-tanαt)]/2π =[25×(tan29.683°-tan20.561°)+111×(tan23.046°-tan20.561°)]/2π=1.664 轴向重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×25×tan(14°)/π=1.984 重合度系数: Zε= = =0.653 ⑦由式可得螺旋角系数 Zβ= = =0.985 ⑧计算接触疲劳许用应力[σH] 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。 计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数: N1=60nkth=60×480×1×10×255×2×8=1.18×109 大齿轮应力循环次数: N2=60nkth=N1/u=1.18×109/4.4=2.67×108 查取接触疲劳寿命系数: KHN1=0.88、KHN2=0.91。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [σH]1= = =528MPa [σH]2= = =500.5MPa 取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 [σH]=[σH]2=500.5MPa 2)试算小齿轮分度圆直径 = =47.565mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v= = =1.19m/s ②齿宽b b= = =47.565mm 2)计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA=1。 ②根据v=1.19m/s、8级精度,由图查得动载系数KV=1.08。 ③齿轮的圆周力 Ft1=2T1/d1t=2×1000×77.36/47.565=3252.812N KAFt1/b=1×3252.812/47.565=68.39N/mm<100N/mm 查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。 ④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.344。 则载荷系数为: KH=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.344=2.032 3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1= =47.565× =51.51mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cosβ/z1=51.51×cos14°/25=1.999mm 模数取为标准值m=2mm。 3.几何尺寸计算 (1)计算中心距 a= = =140.159mm 中心距圆整为a=140mm。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β= = =13.736° 即: β=13°44′10″ (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1= = =51.471mm d2= = =228.529mm (4)计算齿轮宽度 b=σd×d1=1×51.471=51.471mm 取b2=52mm、b1=57mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 (1)齿根弯曲疲劳强度条件 σF= ≤[σF] 1)确定公式中各参数值 ①计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3β=25/cos313.736°=27.271 ZV2=Z2/cos3β=111/cos313.736°=121.085 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε 基圆螺旋角: βb=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan13.736°×cos20.561°)=12.892° 当量齿轮重合度: εαv=εα/cos2βb=1.664/cos212.892°=1.751 轴面重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×25×tan13.736°/π=1.945 重合度系数: Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.751=0.678 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ Yβ=1-εβ =1-1.945× =0.777 ④由当量齿数,查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.56YFa2=2.17 YSa1=1.62YSa2=1.83 ⑤计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.4 根据KHβ=1.344,结合b/h=11.56查图得KFβ=1.314 则载荷系数为 KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.314=1.987 ⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87 取安全系数S=1.4,得 [σF]1= = =303.57MPa [σF]2= = =236.14MPa 2)齿根弯曲疲劳强度校核 σF1= = =126.766MPa≤[σF]1 σF2= = =121.383MPa≤[σF]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论 齿数z1=25、z2=111,模数m=2mm,压力角α=20°,螺旋角β=13.736°=13°44′10″,中心距a=140mm,齿宽b1=57mm、b2=52mm。 6.齿轮参数总结和计算 代号名称 计算公式 高速级小齿轮 高速级大齿轮 模数m 2mm 2mm 齿数z 25 111 螺旋角β 左13°44′10″ 右13°44′10″ 齿宽b 57mm 52mm 分度圆直径d 51.471mm 228.529mm 齿顶高系数ha 1.0 1.0 顶隙系数c 0.25 0.25 齿顶高ha m×ha 2mm 2mm 齿根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齿高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齿顶圆直径da d+2×ha 55.471mm 232.529mm 齿根圆直径df d-2×hf 46.471mm 223.529mm 第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7.1输入轴的设计 1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1=3.89KWn1=480r/minT1=77.36Nm 2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为: d1=51.471mm 则: Ft= = =3006N Fr=Ft× =3006× =1126.3N Fa=Fttanβ=3006×tan13.7360=734.4N 3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取A0=112,得: dmin=A0× =112× =22.5mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大5%,故选取: d12=24mm 4.轴的结构设计图 5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足大带轮的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23=30mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=34mm。 大带轮宽度B=33mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些,现取l12=31mm。 2)初步选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据d23=30mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207,其尺寸为d×D×T=35×72×18.25mm,故d34=d78=35mm,取挡油环的宽度为15,则l34=l78=18.25+15=33.25mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。 由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此,取d45=d67=42mm。 3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。 所以l56=B=57mm,d56=d1=51.471mm 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离,取l23=50mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,则 l45=Δ+s-15=16+8-15=9mm l67=Δ+s-15=16+8-15=9mm 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.轴的受力分析和校核 1)作轴的计算简图(见图a): 根据30207轴承查手册得a=15.3mm 带轮中点距左支点距离L1=(33/2+50+15.3)mm=
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