深圳大学机电学院机械设计课程设计一级斜齿轮减速箱设计说明书.docx
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深圳大学机电学院机械设计课程设计一级斜齿轮减速箱设计说明书
深圳大学
机电与控制工程学院
机械设计课程设计设计说明书
课题名称一级圆柱斜齿轮减速器
专业机械设计制造及其自动化
姓名
学号
指导老师
学期2012学年第一学期
一课题题目及主要技术参数说明
1.1课题题目
1.2主要技术参数说明
1.3传动系统工作条件
1.4传动系统方案的选择
二减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1减速器结构
2.2电动机选择
2.3传动比分配
2.4动力运动参数计算
三V带传动设计
3.1确定计算功率
3.2确定V带型号
3.3确定带轮直径
3.4确定带长及中心距
3.5验算包角
3.6确定V带根数Z
3.7确定预紧力F03.8计算带轮轴所受压力Q
四齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)
4.1齿轮材料、热处理、精度等级及齿数的选择
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
4.2.2齿轮弯曲强度校核
4.2.3齿轮几何尺寸的确定
4.3齿轮的结构设计
五轴的设计计算(从动轴)
5.1轴的材料和热处理的选择
5.2轴几何尺寸的设计计算
5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2轴的结构设计
5.2.3轴的强度校核
六轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核
6.2键的选择计算及校核
6.3联轴器的选择
七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算
7.1润滑的选择确定
7.2密封的选择确定
7.3减速器附件的选择确定
7.4箱体主要结构尺寸计算
参考文献
第一章课题题目及主要技术参数说明
1.1课题题目
V带用于带式输送机传动系统齿轮减速器。
要求传动系统中含有单级圆柱斜齿轮减速器及传动。
1.2主要技术参数说明
选择第二组数据:
工作拉力F=3000N,输送带的工作速度V=1.5m/s,输送机滚筒直径D=400
mm。
1.3传动系统工作条件
8,连续单向运转,载荷平稳,室内工作。
小时)工作情况:
二班制工作(每班工作10(300),其中三年进行一次大修。
使用期限:
要求减速器设计寿命为天计算年每年按20台。
生产数量:
7-8级精度齿轮。
生产条件:
中等规模机械加工厂,可生产5%。
工艺要求:
运输带速度误差±
1.4传动系统方案的选择
图1带式输送机传动系统简图
第二章减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1电动机类型和减速器结构
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机;本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。
2.2电动机选择
(一)工作机的功率Pw
=FV/1000=3000×1.5/1000=4.5kwPw?
(二)总效率总2?
?
?
?
ηη=轴承总带滚筒联轴器齿轮=0.96×0.97×0.99×0.96×0.99×0.99=0.86
(三)所需电动机功率PdP=P/η=4.5/0.86=5.23(KW)wd总查《机械设计课程设计》表20-1得P=5.5kwed(四)电动机的转速
为了方便选择电动机的转速,先推算电动机转速的可选范围。
由《机械设计课程设计》表''=3~6,单极圆柱斜齿轮传动比范围,则电动机V带传动常用的传动比范围=2~42-1查得ii21'''=429.6~1718.4r/min转速可选范围为?
ini=n?
2wd1可见同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min的电动机均符合。
经比较,1000r/min的传动比比较小,传动装置结构尺寸较小。
因此选定电动机的型号为n=960r/min
Y132M2-6满.
2.3传动比分配
1)传动装置的总传动比
4.=13960/71.6i=n/n=w满总2)分配各级传动比
''=2.68
带传动比取=2-4由《机械设计课程设计》表2-1Vii11''=13.4/2.68=5
则齿轮传动比i/=ii12总
2.4动力运动参数计算
1)各轴转速n
电动机轴为0轴,高速轴为1轴,低速轴2轴,各轴转速为:
nn=960(r/min=)0满''nnnii=960/2.68=358.2(r/min=//)=0满111'nni=358.2/5=71.64(r/min=)/122
2)各轴输入功率P
按电动机额定功率计算各轴输入功率,即:
PedP=P=5.23(kw)ed0P=Pη=5.23×0.96=5.02(kw)01带P=Pηη=5.02×0.99×0.97=4.82(kw)12轴承齿轮3)各轴转矩T
T=9550P/n=9550×5.5/960=54.71(N﹒m)000(N﹒m)84.2=133..=/=T9550Pn9550×502/358111m)﹒N(53.642=n/9550=TP64.71/82.4×9550=222.
将上述数据列表如下:
轴号
功率P/kW
-1)n/(r.min
T/m)(N﹒
i
?
0
5.23
960
52.03
2.68
0.96
1
5.02
358.2
133.84
5
0.96
2
4.82
71.64
642.53
第三章V带传动设计
3.1确定计算功率
由已知条件知道是二班制工作,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,由《机械设计教程》表5.6得=1.3,则KAP=K=1.3×5.23=6.799KW
Aca
3.2确定V带型号
按照任务书得要求,选择普通V带。
根据=6.799KW及=960r/min,查《机械设计教程》图5.8确定选用B型普通V带。
nP0ca
3.3确定带轮直径
(1)确定小带轮基准直径
根据图推荐,小带轮选用直径范围为112—140mm,由《机械设计教程》表5.2选择。
=130mmD1.
(2)验算带速
πDnπ×130×96011==6.53m/s=V6000060×10005m/s<v<25m/s,带速合适。
(3)计算大带轮直径
=2.68130=348.4根据GB/T13575.1-9规定,选取=355mm×D?
D=iD122
3.4确定带长及中心距
(1)初取中心距a0()()D+D≤a≤2D+0.7D21102mm970,根据总体布局,初选=650得340≤a≤a00':
(2)确定带长Ld根据几何关系计算带长得
()2πD+D)('21++DD+=L2a20d1a240()2π130355-)(+130++2×650355=650×24=2081mm
根据《机械设计教程》表5.3选带的基准长度L=2000mm。
d
(3)计算实际中心距
'L-L2000-2081dda=a+650+=609.5=mm022
3.5.验算包角
DD1260-×α=1801a35513060180-×=157.85°>120°,=609.5
主动轮上的包角合适。
3.6.确定V带根数Z
PcaZ≥KP)K(P+Δα00L根据=130mm、i=2.68及=960r/min,查《机械设计教程》表5.7a和表5.7b得nD01P=1.67KW,ΔP=0.3KW,查表5.8得K=0.95,查表5.9得K=0.9500Lα
6.799则Z≥=3.82,取Z=4
(1.67+0.3)×0.95×0.95
3.7.确定预紧力F0P2.52caqv+-1)(F=5000vZKα查《机械设计教程》表5.1得q=0.17㎏/m,则
6.7992.52××(-1)+0.17×6.53F=500=219.59N6.53×40.950
3.8.计算带轮轴所受压力FQα85157.1F=2ZF=1723.23Nsin××=24×219.59sin0Q22
第四章齿轮的设计计算
4.1齿轮材料、热处理。
精度等级及齿数的选择
1.小齿轮选用45号钢,调质处理,HBS=2301大齿轮选用45号钢,调质处理,HBS=230
12.选取精度等级,根据生产条件,选7级精度GB10095-1988
3.选小齿轮齿数=20,大齿轮齿数==100=×205iZZZ1214.初选螺旋角°=12β
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
由设计计算公式进行试算,即:
2KTZZ1i±2E1H)(d?
≥3[]1ΦεσidαH
1.确定公式内的各计算数值:
T
(一)小齿轮的转矩IT=9550P/n=9550×5.02/358.2=133.8(N?
m)111
(二)选载荷系数K
由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械设计教程》教材中表得,取=1.5Ktμμ=5
(三)计算齿数比
φ(四)选择齿宽系数d
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查《机械设计教程》教材中表7.7
φ=1.4
得,取d
=189.8查得(五)弹性影响系数,由表7.8ZZEE
βcos2b=Z(六)节点区域系数Hαcossinαtttanαtanβ=tanβcosα得:
由t=tanαtbtcosβtanαtan20°--11t(()=20.4103°=)=αtantantcosβcos12°()()1-1-tan12°coscosα20=tan==11.2665°βtan.4103°tanβtb2cosβ2cos11.2665°bZ===2.4495
Hsin20.4103°cos20.4103°sinαcosαtt(七)端面重合度εα()()αtantan-tanαα-tanαzz+tt2at1at12=εα2πcosαz100cos20.4103°-1-1t2=cos°23.185(=cos()=α2at*β2cos°××1cos12+1002hz+an2cosαz100cos20.4103°-1-1t2(cos==23.185°cos=()α2at*β2cos°122100+×1×cosh+zan2得=1.651εασ:
(八)接触疲劳强度极限limHσσ=550MPa
=7.3由《机械设计教程》表按齿面硬度查得lim2Hlim1H.
(九)应力循环次数
910.255×365×10=1×60358.2×1×2×8×N=njL=h119810510×/5=2/=Ni=1.255×10.N212(十)接触疲劳寿命系数:
KHN由《机械设计教程》图7.3查得=0.95=0.93KK2HNHN1[]:
σ(十一)接触疲劳许用应力H取失效概率为1%,安全系数=1得SH[]σ=5522./1=550/S=0.95×KσHlimHN11H1H[]σ=5=511.930.×550/1Kσ/S=HlimHN22H2H[][][]σσσ/2=517<1.23因+=642.675MPa12HH1H[]=517MPaσ故取H
2.计算:
d1)计算小齿轮分度圆直径t132KTZZ1±i2EH1?
()d≥[]Φσεit1αdH355±1189.8×2.449512×1.5×.338×102××()=5176515×.41.1=55.235(mm)
2)计算圆周转速v并选择齿轮精度
πdn3.14×55.235×358.2()1t1sv=m.==10359/60×100060×1000级。
7根据设计要求齿轮的精度等级为
3)计算齿轮宽度
)(mm=77.329=1.4×55.235b=Φdt1d4)计算齿宽与齿高之比b/h
()()b/h=β.25d?
z/cosΦ=d?
mz/22.25mΦ=/(Φd?
d2.25m)11t1nnn=1.420/(2.25)×°12cos=12.7225
5)计算载荷系数K
根据v=1.0359,7级精度,由《机械设计教程》图7.5查得动载系数=1.10KV由表7.4查得使用系数=1KA由表7.5查得=1.1
Kα参考表7.6中7级精度公式,则KβH2-3dΦb10×=1.49
+0.23=1.12+0.18KβH则载荷系数K==11.11.11.49=1.8029K×××KKKAβHαV
6)按实际的载荷系数修正分度圆直径
()()1/31/3727.1.8029/.5K=ddK/58=.=55235×1t1t1
7)确定齿轮模数mnm=dcosβ/z=58.727×cos12°/20=2.87221n1
4.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计
2βcos2KTYYYβ1SαFα(m≥3[]n2σzεΦdF1α1.确定公式中的各参数
1)载荷系数K
=1=1.1=1.1=1.35
KKKKAβFαV则载荷系数K==11.11.11.35=1.6335K×××KKKAβFαV
YY和应力校正系数2)齿形系数αFαS3312°=21.3706β=20/coscosz=z/当量齿数11v3312°=106.=100/cos853z=z/cosβ22v查《机械设计教程》表7.9可得:
21.3706-21Y=2.67+(2.76-2.72)=2.748
×α1F21-2221-21.3706Y)=1.5971=1.56+(1.57-1.56×1Sα2122-106.823-100Y×=1.7955
)=1.79+(1.83-1.79α2F150-100106.823-100Y×)18-2.142=2.18+(=2.1855
。
2Sα100150-
3)螺旋角影响系数Yβε=0.318Φd?
ztanβ=0.318×1.4×20×tan12°=1.8926轴面重合度1α=1带入下式ε以αε×β/120°=1-1×12°/120°=0.9Y=1-ββ[]σ)需用弯曲应力4F.
查《机械设计教程》图7.4得:
88.K=0K=0.832FN1FN查表7.3得:
MPa取安全系数,则4.S=σ=σ=6401F2Flim1Flim[]MP428379.1.4=/S=0.83×640σ/=KσaFlimFN1F11F[]MP.2857.4=4020.88×640/1σ/=KσS=aF2Flim2FN2F[])确定5σYY/FFααS[]0118.428=01.5971/YY/379σ.=2.7748×1α1FFα1S[]=2.1835×1.7955YY/、0098402.4857=0.σ2Sα2α2FF[]σ/代入《机械设计教程》公式7.18计算。
Y以Y1FSα1Fα1
2.计算模数
2β2cosYKT25YY2×1.6335×1.338×10×0.9×cos12°×0.0118β1ααSF(=m≥33[]n22σεΦ20×1.d651z.14×F1α1.687=
=2.5
m比较两种强度的计算结果,确定模数为n所以齿数为:
23Z=115Z=12.
4.2.3齿轮几何尺寸的确定
1.中心距
()()180=cos12°.5×+z138//2cosβ2=2a=m=z2n12.修正螺旋角
[])([]1--1°59816×180).=2.β=cos5×138m/(z+z/2a2=cos21n3.分度圆直径
mm.000598°=6023d=mz/cosβ=2.5×/cos16.11nmm.000598°=3005×115/cos16./d=mzcosβ=2.22n4.齿宽
mm,8560=d=1.4×?
b=Φd1取=85mmmmB90+5==B+5=85B221d齿顶圆直径5.a*=6h由《机械设计教程》得a*h2d+6=66d==60+mma11a*h+2306d=d300=+6=mma2a2d齿根圆直径fd=d-2h=60-7.5=52.5(mm)11f1fd=d-2h=300-7.5=292.5(mm)22f2f验算:
()ε-1D''1nn=n=/i010ID2d''1nn=IIId2.
d其中:
960n=015.ε=0Dd130D==355D=400=60=30010221()'nD?
πdε1πD?
nD-011IIV==?
?
带60×100060000Dd22()×60.0151-0π×400×960×130×=4491.=60×1000×355×3001.449-1.5%.4==-3Δ1.5d25177./2=D/2=3552+50=300/+50=20022所以不碰地。
4.3齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下:
φ68d=轴孔直径)mm(轮毂直径=1.6d=1.6×68=108.8)mm(d1L=B=85(mm)轮毂长度2δδ=10
取10(mm)=(2.5~4)=6.25~轮缘厚度m00nDd=292.5-2×10=272.5mmδ-2=轮缘内径f210取D=272(mm)2腹板厚度c=0.3=0.3×85=25.5取c=25(mm)B2D=0.5(+)=0.5腹板中心孔直径×(280+108.8)=194.4(mm)Dd011D=195mm
取0腹板孔直径=0.25(-)=0.25×(280-108.8)=42.8(mm)Ddd110取(mm)
d=420齿轮倒角n=0.5=0.5×2.5=1.25mn
第五章轴的设计计算
5.1轴的材料和热处理的选择
由《机械设计教程》中的表9.1查得
选45号钢,调质处理,HB217~255
=640MPa=355MPa=275MPaσσσ1sb
5.2轴几何尺寸的设计计算
4.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
335.02P1=26.52mm主动轴=A=110×d1358.2n133P4.822=44.74mm从动轴=A=110×d271.64n2考虑键槽=26.52×1.05=27.85mmd1考虑键槽=44.74×1.05=46.98mmd2()选取标准直径=28dmm1()=50选取标准直径dmm2
5.2.2轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要,同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
5.2.3轴的强度校核
1.主动轴的强度校核
1)主动轴的受力分析
平面1:
平面2:
5T=1.3384×10N?
mmmm其中mm°16.598β=60d=°20300α=d=11n2F=1807.6NF=1807.6×1.5=2711.4N带轮的压轴力所以QQ2TFN5/60=4461.333=2圆周力×=1.338410×11td1tanαFN
F=1677.3/cos16.589°×tan20=°=4461.333径向力n1t1rcosβ轴向力N398=1316.×333tan16.598°F=Ftanβ=4461.1ta12)计算支反力
(1)水平面
''''33‘N1023×154=2.=4.46×10/=FFBC×/B77D对点取矩:
B1tH2''''33‘N×102.1023×77/=FFCD154/B=D4=.46×点取矩:
对D1H1t
(2)垂直面
d1FAD+FBD+F=FCD点取矩:
对DQ1Vr11a2333×77×10=×301.101F72.×10×286+154+.3×71VF=-4.42KN1VF=F+F-F=3.39KNQ2VrV11
3)作弯矩图
(1)水平面弯矩
3-3m=171.71=FBC=2.23×10N×77×10?
M1CHH
(2)垂直面弯矩
mN?
357.85=2.711×132=M=FABQBVmN?
261.033.39×77=M=FCD=2VCV1d1m?
.67N.312×30=221M=M-F?
=261.03-1CV2CV1a12
(3)合成弯矩
222m?
8585.N=357.M=M+M=0+357BVBHB2222MM+M==312.44=03.+261171.71)m(N?
1CVCH1C2222MM+M===280.3967171.71.+221)?
m(N2CVCH1C)作转矩图45)mmN×10?
(=1.3384T1作计算弯矩图5)则单向运转,扭转剪应力按脉动循环应力,取系数为590.α=))((2222mN.+260.59×133.84?
=+MC=M322αT.=3124411Cca)()(2222m?
384N=291+MC=M.αT.=28039+1330.59×.2ca2C()()222m?
.9784×133.N+MA=M=αT+=0780.59Aca()()2222mN?
366..0.59×1338446=MBM+αT=357.85+=Bca
6)按弯矩合成应力校核轴的强度
MB366.46[]caσ=60σMPa26==57.MPa=B点:
1ca-3304.0×1.0d1.0.
MCMC322.26[]11cacaC点:
MPa=MPa60σ===25.78≈σ1ca-30530..1×0wd1.0因为危险截面均安全,所以该轴的强度足够,无需修改。
作主动轴受力简图:
(如下图所示)
2.从动轴的强度校核
1)主动轴的受力分析
5mm其中mmmmN×10?
6T=.4253°.β=1659860=d°α=20300d=21n22TFN5/300=4283.53=2=×6.4253圆周力10×22td2tanαFNFn=1626.86°tan20°/cos16.589=4283.53径向力=×2t2rcosβF=Ftanβ=4283.53×tan16.598°=1276.81N轴向力
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