直齿斜齿二级减速装置课程设计.docx
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直齿斜齿二级减速装置课程设计.docx
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直齿斜齿二级减速装置课程设计
广东工业大学华立学院
课程设计(论文)
课程名称机械设计基础课程设计
题目名称ZC3-140-180减速装置
学生学部(系)机电与信息工程学部
专业班级
学号
学生姓名
指导教师
广东工业大学华立学院
课程设计(论文)任务书
题目名称
ZC3-140-180减速装置
学生学部(系)
机电学部
专业班级
13机械2班
姓名
蔡汉森
学号
511312010001
任务发出日期
2015年月日
一、设计题目
设计一直齿-斜齿二级减速装置,电动机由V带输入,减速器由凸缘联轴器输出,输出转速140r/min,输出扭矩180N.m,电动机为三相异步电动机,每日两班制工作,工作年限为8年。
(可5%范围变动).
(注:
下图为参考布置,可修改)
传动装置参考简图
课程设计原始数据:
输出转速n=140r/min,
输出扭矩T=180N.m
二、电动机的选择
2.1电动机类型和结构的形式的选择
按照已知的工作要求和条件,选择电动机为三相异步电动机。
2.2电动机功率选择
已知凸缘联轴器的扭矩140r/min,输出扭矩180N.m,则凸缘联轴器的有效功率为:
Pw=Tn/9550=140×180/9550=2.639kw
为了计算电动机的所需功率Pd,先确认从电动机到凸缘联轴器的总效率:
=带×轴承3×直齿轮×斜齿轮×联轴器
查表可知带=0.95,轴承=0.98,直齿轮=0.98,斜齿轮=0.97,联轴器=0.99
传动总效率:
=0.95×0.983×0.98×0.97×0.99=0.84
电动机所需工作功率为:
Pd=Pw/=2.639/0.84=3.142kw
联轴器的工作转速n=140r/min
查表Y系列三相异步电动机技术数据,可选Y系列三相异步Y112M-4。
选Y系列三相异步Y112M-4电动机如表2-1:
表2-1
电动机的型号
额定功率/kw
满载转速/(r/m)
启动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y112M-4
4
1440
2.2
2.3
2.3计算传动装置的总传动比iΣ并分配传动比
1)总传动比:
i∑=1440/140=10.286
2)分配传动比
(1)取i带=2(V带传动比iv=2~4)
(2)i齿=i∑/i带=5.143。
按同轴式布置,i直i斜,i斜×i直=i齿,得i斜=i直=2.268
三、传动装置的运动及动力参数计算
3.1计算各轴转速(r/min)
V带高速轴=满载转速:
nv=1440r/min
减速器高速轴:
n1=nv/i带=1440/2=720r/min
减速器中速轴:
n2=n1/i直=317r/min
减速器低速轴:
n3=n2/i斜=140r/min
3.2计算各轴的功率(kw)
电动机的实际输出功率:
Pd=3.14kw
减速器高速轴:
P1=Pd×带=3.14×0.95=2.98kw
减速器中速轴:
P2=P1×轴承×直齿轮=2.98×0.98×0.98=2.86kw
减速器低速轴:
P3=P2轴承×斜齿轮=2.86×0.98×0.97=2.72kw
3.3计算各轴转矩
电动机输出转矩Td=9.55×106×Pd/n电=9.55×106×3.14/1440=20.8N·m
减速器高速轴转矩:
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.98/720=39500N·mm
减速器中速轴转矩:
T2=9.55×106×P2/n2=9.55×106×2.86/317=86200N·mm
减速器低速轴转矩:
T3=9550P3/n3=9.55×106×2.72/140=1855OON·mm
整理列表
轴名
功率P/kw
转矩T/N·mm
转速v/r/min
电机轴
3.14
20800
1440
减速器高速轴1
2.98
39500
720
减速器中速轴
2.86
86200
268
减速器低速轴
2.72
185500
140
四、V带传动设计
4.1设计计算步骤
1)确定设计功率Pc
根据传递的功率Pc,载荷性质,原动机种类和工作情况等确定设计功率
P=KA×Pc
其中P为设计功率,KA是工作情况系数,Pc为所需传递的额定功率。
由《机械设计基础表》表3-6可知KA=1.2,P=KA×Pc=1.1×3.14=3.77kw
2)选择带型
由于此处传动功率适中,考虑到成本,故选用普通V带。
根据P=3.77kw,nv=1440r/min,查表可得该交点位于A、Z型交界处,且稍偏向A型,故选用A型V带。
3)确定带轮基准直径
当其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。
因此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1>dmin,并取标准直径。
取dd1=100mm>dmin=75mm
一般情况下,可以忽略滑动率的影响,计算出大带基准直径dd2
dd2=nm/n1×dd1=1440/720×100=200mm
4)验算带速
带速v=πdd1nm/(60×1000)=π×100×1440/(60×1000)=7.53m/s
在5~25m/s范围内,带速适合。
5)确定中心距和带长
初定中心距ao:
0.7(dd1+dd2)≤ao≤2(dd1+dd2)得210≤ao≤600
初选中心距ao=300mm,符合取值范围。
带长:
Ld=2ao+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4ao
=2×300+3.14(100+200)/2+(200-100)²/(4×300)=1080mm
查表选取相近的Ld=1120mm
确定中心距a带≈ao+(Ld-Ldo)/2=300+(1120-1080)/2=320mm
留出适当的中心距调整量。
6)验算小轮包角a1
a1=180°-(dd2-dd1)/a带×180°/π
=180°-(200-100)/a带×53.7°
=162°>120°(合适)
7)确定带的根数z
z≥P/(Po+△Po)KaKl
由dd1=100和nm=1440,查表得:
Po=1.32kw
查表得:
△Po=0.17kw,Ka=0.95,Kl=0.96
算得z≥3.77/(1.32+0.17)×0.95×0.96=2.31
选用A型普通V带3根
8)确定带的预拉力Fo
Fo=500P/zv(2.5/Ka-1)+qv²
查表知:
A型普通V带每米质量q=0.10kg/m
Fo=500×3.77/(3×7.53)(2.5/0.95-1)+0.10×7.53×7.53=142(N)
9)计算作用在轴上的力FQ
FQ=2z×FO×sin(a1/2)=2×3×120×sin(162°/2)=711(N)
4.2带轮的材料:
采用铸铁带轮(常用材料HT200) 2、带轮的结构形式:
V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。
小带轮接电动机,dd1=100mm较小,所以采用实心式结构带轮。
五、齿轮传动设计
2.1直齿圆柱齿轮传动设计
1)选择材料
传动无特殊要求,为便于制造,采用软齿面齿轮,由表5-5,小齿轮选用40MnB钢调质,241~286HBS
大齿轮选用45钢正火,169~217HBS
2)按齿面接触强度设计。
一对钢制外啮合齿轮设计公式用式
d1≥(mm)
计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×=9.55××=39526(N.mm)
选择小齿轮齿数=26,大齿轮齿数==2.268×26=59
转速不高,功率不大,选择齿轮精度为8级
载荷平稳,对称布置,轴的刚度较大,取载荷综合系数K=1.2(表5-6)
齿宽系数取=0.9(表5-9)
确定许用接触应力
由图5-28查得=720MPa=460MPa
由表5-8查得=1
故]=720MPa]=460MPa
所以]=]=460M
计算小齿轮分度圆直径
=54.5(mm
计数模数m===2.1(mm),由表5-1取m=2.5
计算齿轮主要尺寸及圆周速度
分度圆直径,
中心距
齿轮齿宽b=,取、
圆周速度,由表5-4知可用8级精度。
3)校核齿根弯曲强度。
复合齿形系数根据由图5-30查得4.05
确定许用弯曲应力[]
由图5-31查得;,由表5-8查得,,故得,
已知K=1.2,,m=2.5mm,b=58mm
校核计算
校核计算安全。
4)齿轮主要几何参数
综合上面计算,取z1,z2直齿轮模数m=2.5,齿宽系数ψd=0.9
=26d1=26×2.5=65mmda1=d1+2m=65+2.5×2=70mm
=59d2=59×2.5=147.5mmda2=d2+2m=147.5+2×2.5=152.5mm
中心距a齿=(d1+d2)/2=(65+147.5)/2=106.25mm
z1齿宽B1=ψdd1+6=0.9×65+6=64.5mmz2齿宽B2=0.9×65=58.5mm
齿轮的圆周速度
5.2斜齿圆柱齿轮传动设计
1)选择材料
传动无特殊要求,为便于制造,采用软齿面齿轮,由表5-5,小齿轮选用40MnB钢调质,241~286HBS
大齿轮选用45钢正火,169~217HBS
2)按齿面接触强度设计。
一对钢制外啮合齿轮设计公式用式
d1≥(mm)
计算小齿轮传递的转矩9.55××=185543(N.mm)
选择小齿轮齿数=22,大齿轮齿数==2.268×22=50
转速不高,功率不大,选择齿轮精度为8级
载荷平稳,对称布置,轴的刚度较大,取载荷综合系数K=1.2(表5-6)
齿宽系数取=0.9(表5-9)
确定许用接触应力
由图5-28查得=720MPa=460MPa
由表5-8查得=1
故]=720MPa]=460MPa
所以]=]=460M
计算小齿轮分度圆直径
=83.7(mm)
计算中心距,取
初选螺旋角
计数齿轮模数
,圆整取mm
计算螺旋角
计算齿轮主要尺寸及圆周速度
分度圆直径
中心距
齿轮宽度,
取
圆周速度,8级精度可以。
3)校核齿根弯曲强度
校核公式
复合齿形系数
小齿轮
由图5-30查得复合齿形系数
确定许用弯曲应力[]
由图5-31查得;,由表5-8查得,,故得,
已知K=1.2,,=3.0mm,b=74mm,
校核计算
校核计算安全。
4)齿轮主要几何参数
综合上面计算,取,直齿轮模数=3,齿宽系数ψd=0.9,
,,,
,,
中心距
z1齿宽z2齿宽
齿轮的圆周速度
六、轴的设计
6.1减速高速轴设计
1)选择轴的材料
减速器功率不大,又无特殊要求,选择最常用的45号钢并调质处理,由表12-1可知σB=640MPa,[σ-1]b≈55MPa,[σ0]≈95MPa,
2)初算轴的最小直径
由表12-2取C=118,于是得
首先确定个段直径
A段:
有键槽,则轴应放大,将直径增大5%,d轴1=18.95×(1+5%)mm=19.90mm,取轴径d轴1=20mm,小齿轮的左轴端与带轮连接,该轴段直径为dA=20mm.
B段:
=23,(取轴肩高取1.5mm)
C段:
=25,与轴承(深沟球轴承6305)配合,取轴承内径
D段:
=36,(由小齿轮内径得)
E段:
=40,(取轴肩高2)
F段,
=25,与轴承(深沟球轴承6305)配合,取轴承内径
3)确定各段轴的长度
A段:
=50,由传送带V。
B段:
=39.5,考虑轴承端盖取42
C段:
=30.5,与轴承(深沟球轴承6305)配合,加上轴套长度
D段:
=62,由小齿轮宽度确定
E段:
F段:
与轴承(深沟球轴承6305)配合
根据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸
6.2Ⅲ轴
L1=35.5,L2=56,L3=70,L4=77,L5=33,
6.3
轴
L1=25,L2=5,L3=72.5,L4=35,L5=35,L6=110
6.4轴的校核:
选Ⅲ轴校核。
弯曲-扭转组合强度校核
a.画中间轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
齿轮2所受的圆周力(d2为齿轮2的分度圆直径)
齿轮2所受的径向力
齿轮3所受的圆周力(d3为齿轮3的分度圆直径)
齿轮3所受的径向力
齿轮3所受的轴向力
c.计算作用在轴上的支座反力
A轴承中点到低速级大齿轮中点距离La=52.75mm,A轴承中点到高速级小齿轮中点距离Lb=191.9mm,A轴承中点到B轴承中点距离Lc=232.5mm
轴承水平面内支反力:
轴承B在水平面内支反力
轴承垂直面内支反力:
则有:
轴承A的总支承反力为:
轴承B的总支承反力为:
d.绘制水平面弯矩图
截面A和截面B在水平面内弯矩
截面C右侧在水平面内弯矩
截面C左侧在水平面内弯矩
截面D右侧在水平面内弯矩
截面D左侧在水平面内弯矩
e.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面内弯矩
截面C在垂直面内弯矩
截面D在垂直面内弯矩
f.绘制合成弯矩图
截面A和截面B处合成弯矩
截面C右侧合成弯矩
截面C左侧合成弯矩
截面D右侧合成弯矩
截面D左侧合成弯矩
f.绘制扭矩图
g.绘制当量弯矩图
截面A和截面B处当量弯矩
截面C右侧当量弯矩
截面C左侧当量弯矩
截面D右侧当量弯矩
截面D左侧当量弯矩
h.校核轴的强度
因轴截面D处弯矩大,同时截面还作用有转矩,因此此截面为危险截面。
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
最大弯曲应力为
剪切应力为
按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=0.6,则当量应力为
查表得45,调质处理,抗拉强度极限σB=640MPa,则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],所以强度满足要求。
七、滚动轴承的选择及计算
轴承寿命校核:
选用轴承:
II轴:
深沟球轴承6205
III轴:
深沟球轴承6206
IV轴:
深沟球轴承6208
7.1对轴承6205校核:
查手册B=15D=52
基本额定动载荷:
P=
L=8年
满足使用要求。
7.2对轴承6206校核。
查手册B=16D=62
基本额定动载荷:
L=8年满足使用要求。
7.3对轴承6208校核。
查手册B=18D=80
基本额定动载荷:
L=8年满足使用要求
八、键联接设计计算
8.1高速轴与带轮配合处的键连接
高速轴与带轮配合处选用A型普通平键,d=20mm,查表得b×h=6mm×6mm(GB/T1096-2003),键长35mm。
键的工作长度=L-b=29mm
带轮材料为铸铁,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
键连接工作面的挤压应力
8.2高速轴与齿轮1配合处的键连接
高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键,d=36mm,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长45mm。
键的工作长度l=L-b=35mm
齿轮1材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
8.3中速轴与齿轮2配合处的键连接
中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键,d=34mm,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长30mm。
键的工作长度l=L-b=20mm
齿轮2材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
8.4中速轴与齿轮3配合处的键连接
中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键,d=34mm,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长50mm。
键的工作长度l=L-b=40mm
齿轮3材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
8.5低速轴与齿轮4配合处的键连接
低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键,d=45mm,查表得b×h=14mm×9mm(GB/T1096-2003),键长50mm。
键的工作长度l=L-b=36mm
齿轮4材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
8.6低速轴与联轴器配合处的键连接
低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键,d=35mm,查表得b×h=10mm×8mm(GB/T1096-2003),键长80mm。
键的工作长度l=L-b=70mm
联轴器材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
键连接工作面的挤压应力
九、联轴器的选择
9.1计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=241.15N•mm
选择联轴器的型号
9.2选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LT6型弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩Tn=250N•m,许用转速[n]=3800r/min,Y型轴孔,主动端孔直径d=35mm,轴孔长度L1=82mm。
从动端孔直径d=30mm,轴孔长度L1=82mm。
Tc=241.15N•m n=140r/min<[n]=3800r/min 十、润滑及箱体的设计方式的确定 10.1箱体架构 1)、箱体材料选择。 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构。 为了保证齿轮配合质量,大端盖分机体采用配合。 2)、箱体的性能 (1)机体有足够的刚度 在机体外加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度。 (2)考虑到机体内零件的润滑,密封散热 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm。 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 。 (3)机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。 机体外型简单。 10.2附件设计 1)视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固。 2)油螺塞 放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 3)油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出。 4)通气孔 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。 5)盖镙钉 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹。 十一、设计小结 通过本次课程设计,将所学的机械设计理论知识和理论力学理论知识,并在实践中对所学加以巩固,将机械设计的很多知识得到了利用,同时熟练掌握了查手册和表格和计算相关的问题,尤其在手工绘图能力上有了很大的提高,同时也考验耐心和毅力。 在绘图和计算中遇到了很多问题,于是自己上图书馆查阅资料和问老师,特别感谢老师的细心指导,从中获得了很多的知识和一些制图技巧。
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- 直齿斜齿 二级 减速 装置 课程设计
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