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机械设计课程
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器
机械电子工程专业班
设计者:
指导老师:
年月日
目录
一、设计任务书.…………………………………………………2
二、确定传动方案3
三.电动机的选择与计算4
四、总传动比的确定和各级传动比的分配4
五、传动装置各轴的运动和动力参数5
六、传动零件的设计计算6
1、齿轮传动设计6
(1)高速级齿轮传动:
6
(2)设计低速级齿轮传动:
11
七、轴的结构设计和强度校核计算17
1.中间轴设计17
2.高速轴设计21
3.低速轴设计26
八、箱体结构尺寸计算表及附件的选择31
1、铸件减速器机体结构尺寸计算表31
2、减速器附件的选择,在草图设计中选择33
九、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)34
减速器内传动零件采用浸油润滑,减速器滚动轴承采用油脂润滑。
34
十、设计小结34
十一、参考资料目录34
重庆交通大学
机械设计课程设计任务书
设计题目:
带式运输机传动装置
设计参数:
1.运输带工作拉力F=4.2kN;
2.运输带工作速度v=1.9m/s(允许运输带速度误差为±5%);
3.滚筒直径D=450m;
4.滚筒效率(包括滚筒与轴承的效率损失);
5.工作情况:
两班制,连续单向运动,负载较平稳;
6.使用折旧时间:
8年;
7.工作环境:
室内,灰尘较大,环境最高温度35℃;
8.动力来源:
电力,三相交流电,电压380v或220v;
9.检修时间间隔:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
10.制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
参考传动方案:
设计工作量:
1.减速器装配图1张(A0或A1);
2.零件工作图1~3张;
3.设计说明书1份
;
二、确定传动方案
考虑到电机转速高,传动功率大,其参考传动方案如下:
三.电动机的选择与计算
1.选择电动机类型
按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机,其结构为全封闭自扇冷式结构,电压为380V
2.选择电动机的容量
工作机的有效功率为
PW=Fv/1000=4200*1.9/1000=7.98KW
从电动机到工作机输送带间的总效率为
η∑=η21*η42*η23*η4
式中,η1、η2、η3、η4分别是联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。
由资料二中的表9.1可知,η1=0.99,η2=0.98,η3=0.97,η4=0.96,则
η∑=0.992*0.984*0.972*0.96=0.817
所以电动机所需工作效率为
Pd=PW/η∑=7.98/0.817=9.767kw
3.确定电动机转速
按资料二中表9.1推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器i∑′=8~40,而工作卷筒轴的转速为
===80.639r/min
所以电动机转速的可选范围为
=i∑′*=(8~40)*80.639=645.108~3225.54r/min
符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min三种。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,局认定选用同步转速为1500r/min的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速,由电动机产品目录或有关手册选择电动机型号为Y160M-4,其主要功能表如下
电动机型号
额定功率
/kw
满载转速/(r/main)
Y160M-4
11
1460
2.2
2.2
四、总传动比的确定和各级传动比的分配
1.总传动比
==18.105
2.分配传动比
考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取,故
==5.03
=3.595
五、传动装置各轴的运动和动力参数
1.各轴的转速
Ⅰ轴1460r/min
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
2.各轴的输入功率
Ⅰ轴kw
Ⅱ轴kw
Ⅲ轴kw
卷筒轴
3.各轴的输出转矩
电动机轴的输出转矩为
=9.55×=9.55××=6.3887×N·mm
故Ⅰ轴=6.3248×N·mm
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
带式传动装置的运动和动力参数表
轴名
功率P/
kw
转矩T/
(N·mm)
转速n/
(r/min)
传动比i
效率η
电机轴
9.767
6.388×
1460
1
0.99
Ⅰ轴
9.669
6.3248×
1460
5.03
0.95
Ⅱ轴
9.192
3.02722×
289.91
3.595
0.95
Ⅲ轴
8.918
1.034524×
80.659
1
0.97
卷筒轴
8.652
1.003695×
80.659
六、传动零件的设计计算
1、齿轮传动设计
由于直齿齿轮价格便宜,装配方便,故选用直齿齿轮。
(1)高速级齿轮传动:
1)、选定精度等级、材料热处理方式及齿数
根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面,带式运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度(GB10095—88)
(HB<=350HBS),考虑到大小齿轮间的关系,材料选择为
小齿轮40Cr调质处理HB1=280HB
大齿轮45钢调质处理HB2=240HB
初定齿轮
=24,则
=
,
=24
5.03=120.72,取
=121
2)按齿面接触疲劳强度设计
试计算小齿轮分度圆直径
,
确定公式中的各参数
a.试选=1.3
b.计算小齿轮传递的转矩
=9.55×=9.55××=6.3887×N·mm
c.取齿宽系数=1
d.取区域系数=2.5
e.由资料一中表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8M
f.由资料一中式10-9接触疲劳强度用重合度系数
=29.841°
=22.42°
=[24×()+121]/2𝝅=1.737
=
e.计算接触疲劳许用应力[]
由资料一中图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由资料一中式10-15计算应力循环次数
由资料一中图10-23查取接触疲劳寿命系数
取失效概率为0.1,安全系数S=1,则
=
/S=540Mpa
=
/S=523Mpa
=
=523Mpa
f.试计算小齿轮分度圆直径
,
=
=49.663
3)调整小齿轮分度圆直径
a.计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v
V=
лn1/60000=3.797m/s
齿宽b
b==1×49.663=49.663mm
b.计算实际载荷系数
由资料一中表10-2查得使用系数=1
有v=3.797m/s,七级精度,=1.13
齿轮的圆周力
N
由资料一中表10-3得齿间载荷分配系数=1.2
由资料一中表10-4得齿向载荷分配系数=1.419
由资料一中式10-12,可得实际载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
m=/
4)按齿根弯曲疲劳强度设计
a.由资料一式10-7试算模数,即
试确定公式中的各参数
b试选。
c由资料一中式10-5计算弯曲疲劳强度用重合系数
d计算
由资料一图10-17查得齿形系数=2.65,
由资料一图10-18查得应力修正系数=1.58,
由资料一图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由资料一图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。
取弯曲疲劳安全系数s=1.4,则
=2.65×1.58/303.57=0.0138
=2.19×1.81/244.29=0.0162
因为大齿轮的大于小齿轮,所以取
e试算模数
==1.776mm
调整齿轮模数
圆周速度v
V=
лn1/60000=3.25m/s
齿宽b
b==1×42.62=42.62mm
宽高比b/h
h=
(2)
b/h=42.62/3.996=10.67
f.计算实际载荷系数
根据v=3.25m/s,7级精度由资料一图10-8查得动载系数=1.12
由N,N/mm,由资料一中表10-3得齿间载荷分配系数
=1.2
由资料一中表10-4查得=1.418,结合b/h=10.67得查表10-13,得=1.35,则动载荷系数为
由资料一中式10-13得
m=
所以取就进圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得分度圆直径
56.598,算出小齿轮的齿数
取=29,则大齿轮的齿数
这样计算出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
5)几何尺寸计算
a.计算分度圆直径
b.计算中心距
a=()/2=(58+292)/2=175mm
c.计算齿轮宽度
b=58=58mm
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮加宽(5~10)mm,即
取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即
d.齿顶圆直径
mm
齿根圆直径
法向压力角α=20°
6)齿轮结构设计
由于齿轮1直径较小,所以采用齿轮轴结构
齿轮2的结构设计如下:
由于齿顶圆直径<500mm,故采用腹板式结构。
由后面轴设计可得
轮毂处直径
倒角尺寸n=0.5mm
齿根圆处厚度δ,δ=m
腹板最大直径
板孔分布直径
板孔直径:
腹板厚度cc≈(0.2~0.3)b=0.3×58≈17mm
腹板处圆角r,r=0.5c≈8mm
键槽深度
键槽圆角半径:
0.3mm
轮毂孔处倒角尺寸:
C1.6
轮毂外圆倒角尺寸:
C1.6
(2)设计低速级齿轮传动:
1)、选定精度等级、材料热处理方式及齿数
按传动方案选用直齿圆根齿轮传动压力角α=20°
带式输送机为一般工作机器,参考资料一表10-6选7级精度
(HB<=350HBS),考虑到大小齿轮间的关系,材料选择为
小齿轮40Cr调质处理HB1=280HB
大齿轮45钢调质处理HB2=240HB
初定齿轮
=35,则
=
,
=35
3.595=125.825,取
=126
2)按齿面接触疲劳强度设计
试计算小齿轮分度圆直径
,
确定公式中的各参数
g.试选=1.3
h.计算小齿轮传递的转矩
=3.02722×N·mm
i.取齿宽系数=1
j.取区域系数=2.5
k.由资料一中表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8M
l.由资料一中式10-9接触疲劳强度用重合度系数
=27.265°
=22.33°
=[35×()+126]/2𝝅=1.781
=
e.计算接触疲劳许用应力[]
由资料一中图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由资料一中式10-15计算应力循环次数
由资料一中图10-23查取接触疲劳寿命系数
取失效概率为0.1,安全系数S=1,则
=
/S=564Mpa
=
/S=528Mpa
=
=528Mpa
f.试计算小齿轮分度圆直径,
=
=84.377
3)调整小齿轮分度圆直径
a.计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v
V=
л/60000=1.348m/s
齿宽b
b==1×84.377=84.377mm
b.计算实际载荷系数
由资料一中表10-2查得使用系数=1
有v=1.348m/s,七级精度,=1.06
齿轮的圆周力
N
由资料一中表10-3得齿间载荷分配系数=1.2
由资料一中表10-4得齿向载荷分配系数=1.428
由资料一中式10-12,可得实际载荷系数算得的分度圆直径
及相应的齿轮模数
m=/
4)按齿根弯曲疲劳强度设计
a.由资料一式10-7试算模数,即
试确定公式中的各参数
b试选。
c由资料一中式10-5计算弯曲疲劳强度用重合系数
d计算
由资料一图10-17查得齿形系数=2.47,
由资料一图10-18查得应力修正系数=1.65,
由资料一图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
由资料一图10-22查得弯曲疲劳寿命系数。
取弯曲疲劳安全系数s=1.4,则
=2.47×1.65/321.429=0.0127
=2.18×1.81/252.429=0.0156
因为大齿轮的大于小齿轮,所以取
e试算模数
==1.897mm
调整齿轮模数
圆周速度v
V=
л/60000=1.007m/s
齿宽b
b==1×66.393=66.393mm
宽高比b/h
h=
(2)
b/h=66.393/4.26825=15.56
f.计算实际载荷系数
根据v=3.25m/s,7级精度由资料一图10-8查得动载系数=1.05
由N,N/mm,由资料一中表10-3得齿间载荷分配系数
=1.0
由资料一中表10-4查得=1.423,结合b/h=15.56得查表10-13,得=1.42,则动载荷系数为
由资料一中式10-13得
m=
所以取就进圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得分度圆直径
96.073,算出小齿轮的齿数
取=48,则大齿轮的齿数
这样计算出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
5)几何尺寸计算
a.计算分度圆直径
b.计算中心距
a=()/2=(96+346)/2=221mm
c.计算齿轮宽度
b=96=96mm
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,一般将小齿轮加宽(5~10)mm,即
取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即
d.齿顶圆直径
mm
齿根圆直径
法向压力角α=20°
6)齿轮3结构设计
因为其键底到齿根圆的最大距离e=13.5,故可单独做齿轮
参数:
空直径:
d=
轮齿处倒角c2.5
轮毂孔处倒角c1.6
键槽深度
齿轮4(大齿轮)的结构设计如下:
由于齿顶圆直径<500mm,故采用腹板式结构。
由后面轴设计可得
轮毂处直径
倒角尺寸n=0.5m=0.5×2=1
齿根圆处厚度δ,δ=m
腹板最大直径
板孔分布直径
板孔直径:
腹板厚度cc≈(0.2~0.3)b=0.3×96≈29mm
腹板处圆角r,r=0.5c≈15mm
键槽深度
键槽圆角半径:
0.5mm
轮毂孔处倒角尺寸:
C2
轮毂外圆倒角尺寸:
C2.5
七、轴的结构设计和强度校核计算
级别
m
齿宽
高速
25
126
2
20
1
0.25
低速
48
173
2
20
1
0.25
在两级展开式减速器中,三根轴跨距应该相等或相近,而中间轴跨距确定的自由度小,故一般先进行中间轴设计以去顶跨距。
1.中间轴设计
a.选择轴的材料
这里选用45cr调质,查
b.初步估算:
由资料一表15-3,查出取
考虑轴直径尺寸应大于高速级颈处直径,并结合选用的联轴器尺寸取
c.轴的结构设计
(1)为了满足定位要求在Ⅰ-Ⅱ段依次放上轴承6210,挡油环,及套筒,所以据轴承将Ⅰ-Ⅱ段直径定为=50mm。
经计算得出=50mm,由资料一中表15-2查得R=1.6
(2)选择深沟球轴承的过程
(3)为了便于齿轮安装,齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径=55mm,齿轮的左端与左挡油环间采用套筒定位,已知齿轮2的轮毂宽度为58mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段稍小于轮毂宽度,故取,齿轮的右端用轴肩定位,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d=55mm,查资料一中15-2,得R=2mm,
故取h=5mm,则轴环处的直径为,轴环的宽度b≥1.4h,取。
(4)与(3)用同样的方法得,,R=2mm
(5)与
(1)用同样的方法得,,R=1.6mm
d.轴上零件的周向固定
1)两个齿轮的周向固定均用双圆头普通A型键固定,由轴直径为55mm从资料一中表6-1查得键的截面尺寸为:
宽b=16mm,高h=10mm,由
选出键长为L=45mm。
2)校核键的连接强度
键,轴和轮毂的材料都是钢,由资料一中表6-2查得许用挤压应力[,取其平均值,[。
键的工作长度l=L-b=45-16=29mm
由资料一中的式6-1得
键的标记为:
GB/T1096键16×10×80
同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对称性,故选择齿轮轮毂与轴的配.
e.确定轴上圆角和倒角尺寸
参考资料一表15-2,取轴端倒角为C1.6,各轴轴肩处的圆角如图所示
f.求轴上的载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N
N
N
N
弯矩M
N·mm
总弯矩
N·mm
扭矩T
N·mm
g.按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据式15-5及
上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取α=0.6,则轴的计算应力
<故安全
h.精确校核轴的疲劳强度
1)截面A.Ⅱ.Ⅲ.B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以A.Ⅱ.Ⅲ.B均无须校核。
2)截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数W=0.1
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩
M=179447N·mm
截面Ⅳ上的扭矩
N·mm
截面上的弯曲应力
截面上的扭矩切应力
轴的材料是40Cr钢,调质处理。
由资料一表15-1查得,
。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按资料一附表3-2查取。
因为r/d=2/65=0.031,D/d=65/55=1.18,经插值后可查得
又由资料一附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
由资料一附图3-2得尺寸系数,由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工,由资料一附图3-4得表面质量系数
轴表面未经表面强化处理,得,则按式3-12及3-14b得综合系数为
又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数为
于是计算安全系数值,按资料一中式15-6~15-8则得
故可知安全
3)截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W=0.1
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩
M=179447N·mm
截面Ⅳ上的扭矩
N·mm
截面上的弯曲应力
截面上的扭矩切应力
过盈配合处的,由附表3-8用插值法求出,取
轴按磨削加工,由资料一附图3-4得表面质量系数
轴表面未经表面强化处理,得,则按式3-12及3-14b得综合系数为
又由§3-1及§3-2得碳钢的特性系数为
于是计算安全系数值,按资料一中式15-6~15-8则得
故可知安全
2.高速轴设计
a.选择材料
应选择与齿轮一相同的材料,所以选择45Cr调质查出
b.求作用在齿轮上的力
因已知齿轮一的分度圆直径为
c.初步确定轴的最小直径
(1)先按资料一中式15-2初步估算轴的最小直径,据表15-3,取
故
(2)联轴器的选择
1)类型选择
为了隔离振动与冲击,选用弹性套柱销联轴器
2)载荷计算
由资料一表14-1查得,故由式14-1的计算转矩为
3)查手册选出合适的联轴器
型号:
LT6
d.轴的结构设计
(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)选择深沟球轴承
①
②初步确定当量动载荷,据式13-8a
P=按照表13-6,
按照表13-5,x=1
故P=1.2
③根据资料一式13-6,求轴承应有的基本额定动载荷值
C=
根据手册选出C=21KN的6009轴承
此轴承的基本额定载荷为
验算如下
满足要求,配合公差:
Ф45
2)确定Ⅰ-Ⅱ段的尺寸
Ⅰ-Ⅱ段要放上的零件有6009型号的轴承以及挡油环(设计为8mm)。
所以
,,由表15-2确定倒角C1.2,轴承的右边与挡油环相接,挡油环的右边采用轴肩定位,由表15-2可得出,R=1.6,轴肩高度
h=(2~3)R,取h=4mm。
对于Ⅱ-Ⅲ段
由于该处轴肩高h=4mm,所以
。
对于Ⅲ-Ⅳ段
此段是齿轮,由前面算出齿轮的宽度为65mm所以,d=58mm
,,由表15-2得到倒角尺寸为C2
对Ⅶ-Ⅷ段
为了满足联轴器的轴向定位要求,Ⅶ-Ⅷ段的左边要制出一轴肩故取Ⅶ-Ⅷ段的直径为,轴的右端用挡圈定位。
按轴端直径选出挡圈直径为D=50mm,计为GB/T892-198650,联轴器配合的毂孔长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上,故Ⅶ-Ⅷ段的长度应比稍短一些,先取
对Ⅵ-Ⅶ段
由于受到齿轮一的限制,并查手册毡圈密封,其直径只能取42,即根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求,取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取R=1.6
Ⅴ-Ⅵ段
由于选择的轴承宽度为16mm而挡油环的宽度为8mm,所以取
,R=1.6
对Ⅳ-Ⅴ段
轴承的右端用端盖定位,轴承的左端与挡油环相接挡油环的左边为轴肩,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d=45mm,查表15-2,得R=1.6mm,故取h=4mm,则为了与中间轴的箱内距离适应,故取
(3)轴上零件的周向定位
1)选取半联轴器与轴的周向定位采用普通平键连接,按,查表6-1
得平键截面b×h=10×8,由长度系列选出长度L=63mm
2)校核
键,轴和轮毂的材料都是钢,由表6-2中查得许用应力[]=100~120MPa,取其平均值[]=110MPa,键的工作长度l=L-b=50-10=40mm由式16-1可得
<[]=110MPa合适
键记为GB/T1906键10×8×50,配合为.
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角C1.2,圆角如图所示
e.求轴上的载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N
N
N
N
弯矩M
N·mm
总弯矩
N·mm
扭矩T
N·mm
f.按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据式15-5及
上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取α=0.6,则轴的计算应力
<故安全
g.精确校核轴的疲劳强度
1)截面A.Ⅱ.Ⅲ.B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以A.Ⅱ.Ⅲ.B均无须校核。
2)截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数W=0.1
抗扭截面系数
截面Ⅳ
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