机械课程设计.docx
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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=2300N,V=1.55m/s,D=340mm,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=1.55m/s
工作机的功率pw:
pw=
3.56KW
电动机所需工作功率为:
pd=
4.19KW
执行机构的转速为:
n=
87.1r/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)×87.1=522.6~2090.4r/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Y132M2-6的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/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
515×315
216×178
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=960/87.1=11.02
(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=2.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=11.02/2.5=4.41
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=960/2.5=384r/min
输出轴:
nII=nI/i=384/4.41=87.07r/min
工作机轴:
nIII=nII=87.07r/min
(2)各轴输入功率:
输入轴:
PI=Pd×η1=4.19×0.96=4.02KW
输出轴:
PII=PI×η2⋅η3=4.02×0.98×0.97=3.82KW
工作机轴:
PIII=PII×η2⋅η4=3.82×0.98×0.99=3.71KW
则各轴的输出功率:
输入轴:
PI'=PI×0.98=3.94KW
输出轴:
PII'=PII×0.98=3.74KW
工作机轴:
PIII'=PIII×0.98=3.64KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
41.68Nm
所以:
输入轴:
TI=Td×i0×η1=41.68×2.5×0.96=100.03Nm
输出轴:
TII=TI×i×η2×η3=100.03×4.41×0.98×0.97=419.34Nm
工作机轴:
TIII=TII×η2×η4=419.34×0.98×0.99=406.84Nm
输出转矩为:
输入轴:
TI'=TI×0.98=98.03Nm
输出轴:
TII'=TII×0.98=410.95Nm
工作机轴:
TIII'=TIII×0.98=398.7Nm
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=1.1×4.19kW=4.61kW
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=112mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
5.63m/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=2.5×112=280mm 根据课本查表,取标准值为dd2=280mm。 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≈ ≈1630mm 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+(1600-1630)/2mm≈485mm 按课本公式,中心距变化范围为461~533mm。 5.验算小带轮上的包角α1 α1≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(280-112)×57.3°/485≈160.2°>120° 6.计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=112mm和nm=960r/min,查表得P0=1.96kW。 根据nm=960r/min,i0=2.5和A型带,查表得∆P0=0.12kW。 查表得Kα=0.95,查表得KL=0.99,于是 Pr=(P0+∆P0)KαKL=(1.96+0.12)×0.95×0.99kW=1.96kW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=4.61/1.96=2.35 取3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= = =225.99N 8.计算压轴力FP FP=2zF0sin(α1/2)=2×3×225.99×sin(160.2/2)=1335.58N 9.主要设计结论 带型 A型 根数 3根 小带轮基准直径dd1 112mm 大带轮基准直径dd2 280mm V带中心距a 485mm 带基准长度Ld 1600mm 小带轮包角α1 160.2° 带速 5.63m/s 单根V带初拉力F0 225.99N 压轴力Fp 1335.58N 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 112mm da dd1+2ha 112+2×2.75 117.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×38 76mm B (z-1)×e+2×f (3-1)×15+2×9 48mm 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=26mm 26mm 分度圆直径dd1 280mm da dd1+2ha 280+2×2.75 285.5mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×26 52mm B (z-1)×e+2×f (3-1)×15+2×9 48mm L (1.5~2)d (1.5~2)×26 52mm 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=24,大齿轮齿数z2=24×4.41=105.84,取z2=107。 (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=100.03N/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[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)]=29.982° αat2=arccos[z2cosαt/(z2+2han*cosβ)] =arccos[107×cos20.561°/(107+2×1×cos14°)]=23.132° 端面重合度: εα=[z1(tanαat1-tanαt)+z2(tanαat2-tanαt)]/2π =[24×(tan29.982°-tan20.561°)+107×(tan23.132°-tan20.561°)]/2π=1.658 轴向重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan(14°)/π=1.905 重合度系数: Zε= = =0.665 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=60×384×1×10×255×2×8=9.4×108 大齿轮应力循环次数: N2=60nkth=N1/u=9.4×108/4.41=2.13×108 查取接触疲劳寿命系数: KHN1=0.89、KHN2=0.91。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [σH]1= = =534MPa [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 = =52.445mm (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= = =1.05m/s ②齿宽b b= = =52.445mm 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=1.05m/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=2×1000×100.03/52.445=3814.663N KAFt1/b=1×3814.663/52.445=72.74N/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=1.346。 则载荷系数为: KH=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.4×1.346=2.035 3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1= =52.445× =56.822mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cosβ/z1=56.822×cos14°/24=2.297mm 模数取为标准值m=2mm。 3.几何尺寸计算 (1)计算中心距 a= = =135.006mm 中心距圆整为a=135mm。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β= = =13.989° 即: β=13°59′20″ (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1= = =49.466mm d2= = =220.534mm (4)计算齿轮宽度 b=σd×d1=1×49.466=49.466mm 取b2=50mm、b1=55mm。 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=24/cos313.989°=26.266 ZV2=Z2/cos3β=107/cos313.989°=117.103 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(tan13.989°×cos20.561°)=13.131° 当量齿轮重合度: εαv=εα/cos2βb=1.658/cos213.131°=1.748 轴面重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan13.989°/π=1.903 重合度系数: Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.748=0.679 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ Yβ=1-εβ =1-1.903× =0.778 ④由当量齿数,查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.58YFa2=2.17 YSa1=1.61YSa2=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=1.346,结合b/h=11.11查图得KFβ=1.316 则载荷系数为 KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.316=1.99 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= = =178.514MPa≤[σF]1 σF2= = =170.662MPa≤[σF]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论 齿数z1=24、z2=107,模数m=2mm,压力角α=20°,螺旋角β=13.989°=13°59′20″,中心距a=135mm,齿宽b1=55mm、b2=50mm。 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 24 107 螺旋角β 左13°59′20″ 右13°59′20″ 齿宽b 55mm 50mm 分度圆直径d 49.466mm 220.534mm 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 53.466mm 224.534mm 齿根圆直径df d-2×hf 44.466mm 215.534mm 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=4.02KWn1=384r/minT1=100.03Nm 2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为: d1=49.466mm 则: Ft= = =4044.4N Fr=Ft× =4044.4× =1517N Fa=Fttanβ=4044.4×tan13.9890=1007N 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× =24.5mm 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=26mm 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=31mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=36mm。 大带轮宽度B=48mm,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=46mm。 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=31mm,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=55mm,d56=d1=49.466mm 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L
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