强烈推荐二级减速器设计毕业论文计算说明书.docx
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强烈推荐二级减速器设计毕业论文计算说明书
西安科技大学高新学院
课程设计计算说明书
学院机电信息学院
课程机械设计
专业机械设计与制造及其自动化
班级机单1001
姓名温晨光
指导教师程安宁
日期2013年1月6号
任务书
姓名
温晨光
学号
专业班级
机单1001
设计参数:
载荷:
383.97N,皮带速度:
0.791ms,滚筒直径:
355mm,使用年限:
6年
完成时间:
2013年1月6日
内容及要求:
机械设计课程设计通过传动方案的拟定,结构设计,设计计算,查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书,使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律,提高设计技能。
机械设计课程设计包括:
(1)确定机械系统总体传动方案。
(2)选择电动机。
(3)传动装置运动和动力参数的计算。
(4)传动件如齿轮.带及带轮的设计。
(5)轴的设计。
(6)轴承组合部件设计。
(7)键的选择和校核。
(8)机架或箱体的设计。
(9)润滑设计。
学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸),组件或零件工作图2—3张,并编写设计计算说明书1份。
指导教师:
程安宁
2012年12月24日
课程设计说明书成绩:
指导教师:
年月日
计算及说明
结果
原始数据。
运行阻力:
F(KN):
383.97N
皮带速度:
V(ms):
0.791ms
滚筒直径:
D(mm):
355mm
使用年限:
6年
二.传动方案的拟定
电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3,在经联轴器4传至减速器外的
齿轮5,带动车轮6工作。
传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构
较复杂,高速级齿轮相对于轴承位置对称,沿齿宽载荷分布较均匀,高速
级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。
1.电动机2.联轴器3.减速器
4.联轴器5.齿轮6.车轮
三.电动机的选择
1选择电动机类型
按已知工作条件和要求,选用Y系列一般用途的三相异步电动机
2选择电动机的容量
1)滚筒所需功率:
滚筒的转速
=60×1000VπD=53.83rmin
2)电动机至滚筒之间传动装置的总效率为η:
其中,,,分别为传动系统中联轴器,齿轮传动及轴承效率,是齿轮至车轮的效率,=0.97,=0.96,=0.98=0.96
=0.633
3)确定电动机的额定功率
电动机的输出功率为
=1.3X1.6X0.3030.633=0.11Kw
K为功率储备系数,为启动系数
确定电动机的额定功率
选定电动机的额定功率=4kw
3、选择电动机的转速
=32.74rmin
该传动系统为分流式圆柱齿轮传动,查阅机械设计教材表推荐传动比为=8~60
则总传动比可取20至150之间
则电动机转速的可选范围为
=20=8×53.83=654.8rmin
=150=60×53.83=4911rmin
可见同步转速为1000rmin,1500rmin,3000rmin的电动机都符合,这里初选同步转速为1000rmin,1500rmin,3000rmin的三种电动机进行比较,如下表:
由参考文献[1]中表16-1查得:
方案
电动机型号
额定功率
(KW)
电动机转速n(rmin)
质量kg
同步转速
满载转速
1
Y112M-2
4
3000
2890
2.2
2.2
2
Y112M-4
4
1500
1440
2.2
2.2
3
Y132M1-6
4
1000
960
2.0
2.0
4
Y160M1-8
4
750
720
2.0
2.0
由表中数据,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量,价格以及总传动比,即选定方案3
四.总传动比确定及各级传动比分配
4.1计算总传动比
由《机械设计课程上机与设计》中表16-2查得:
满载转速nm=960rmin;
总传动比=nm=96053.83=17.83
4.2分配各级传动比
查阅《机械设计课程上机与设计》中表5-1各级传动中
分配各级传动比,取减速器外齿轮传动比为,则高速级的圆柱齿轮传动比==3.83,则低速级的圆柱齿轮的传动比为
==6.613.83=1.72
=0.303kw
=53.83rmin
η=0.633
=0.11kw
=4kw
=654.8rmin
=4911rmin
电动机型号为Y32M1-6
i=17.83
=3.83
=1.72
五.计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
电动机轴为轴Ⅰ,减速器高速级轴为轴Ⅱ,中速轴为轴Ⅲ,低速级轴为轴Ⅳ,减速器外的轴为小齿轮轴Ⅴ、大齿轮轴Ⅵ则
=960rmin
9603.83rmin=250.65rmin
250.651.72rmin
=145.73rmin
=145.732.7=53.97min
解得车轮速度在速度允许误差为±5%范围内
2.按电动机额定功率计算各轴输入功率
=0.303kw
=0.303×0.98kw=0.31kw
=0.31××0.98kw
=0.28kw
=0.28×0.96×0.98kw
=0.26kw
==0.26×0.98×0.97kw
=0.25kw
=0.25×0.96×0.98=0.24kw
3.各轴转矩
=9550×0.303960
=3.01
=9550×0.31960
=3.08
=9550×0.28250.65
=10.77
=9550×0.26145.73
=17.04
=9550×0.2553.97
=44.24
=9550×0.2453.97
=42.47
表3轴的运动及动力参数
项目
电动机轴I
高速级轴II
中间轴III
低速级轴IV
减速器外大齿轮轴Ⅵ
转速(rmin)
960
960
250.65
145.73
53.97
功率(kw)
4
3.80
3.434
3.231
2.889
转矩()
0.31
0.28
0.26
0.25
0.24
传动比
1
3.83
2.81
2.7
效率
0.95
0.90
0..94
0.65
六、齿轮传动设计
1.高速级齿轮传动设计
(1)选择材料、精度及参数
a.按图1所示传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动
b.塔式起重机运输机为一般工作机器,速度不高,故选用
c.材料选择。
查机械设计教材图表(P75表6-2),选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者的硬度差为40HBS。
d.初选小齿轮齿数=24,则大齿轮齿数
=3.83×24=92
=3.83
e.初选螺旋角β=
f.选取齿宽系数:
=1.2
1)确定公式内的各计算数值
由公式
计算
a.分流式小齿轮传递的转矩=2
=37.842=18.92
b.查图表(P79图6-3)选取区域系数=2.45
c.查图表(p78表6-4)选取弹性影响系数=189.8
d.由公式=0.985
e.由许用接触应力
查表取
,查表取得
=735MPa,=605MPa,则=605MPa
f.由式
N=60nj
计算应力循环次数
=60×960×1×10000=5.76×
=5.76×3.83=1.5×
g.计算载荷系数K
--使用系数,查机械设计教材表6-3,取=1.25
--动载系数,由推荐值1.02-1.2,取=1.08
--齿间载荷分配系数,由推荐值1-1.4,取=1.4
--齿向载荷分配系数,由推荐值1-1.2,取=1.2
得=2.08
,=37.84,=18.92
1.求作用在齿轮上的力
=2×18.92×31.71N=1193.3N
N=449.23N
=1193.31×14.8N=315.29N
圆周力,径向力及轴向力的方向如图所示
1.初步确定轴的最小直径。
先按式
初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢,调质处理。
查机械设计教材表8-6取=112,得112mm=17.72mm
该轴直径d≤100mm,有一个键槽,轴颈增大3%,安全起见,取轴颈增大3%则
,圆整后取d2=19mm。
输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。
选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩公式为
查图表(P173表11-2),取=2.3,则=2.3×37.84
=87.032
根据=87.032及电动机轴径D=38mm,查标准径=32mm
=960rmin
=53.97rm
=0.303kw
=0.31kw
=0.28kw
=0.26kw
=0.25kw
=0.24kw
=3.01
=3.08
=10.77
=17.04
=42.24
=42.47
8级精度(GB)
小齿轮:
40Cr(调质)
280HBS
大齿轮:
45钢(调质)
240HBS
=24
=92
β=
=1.2
=18.92
=2.45
=189.8
=735MPa=605MPa
=605MPa
×
1.5×
=1.25
=1.08
=1.4
=1.2
2.08
=0.82
m=2mm
=
a=120mm
β=
=49.65mm
=2.5ms
=39mm
=44mm
=1.25
=1.08
=1.4
=1.2
=2.08
=26.56
=101.80
=2.58=2.187
=1.596=1.786
=1.4
=1
=600MPa
=500MPa
=300MPa
=200MPa
=0.693
=0.89
=45.75
=48.96
圆整后
=190mm
8级精度
小齿轮:
40Cr(调质)280HBS
大齿轮:
45钢(调质)240HBS;
=25
=1.2
130.84
=2.45
=189.8
=700Mpa
=550MPa
=735Mpa=605MPa
=605MPa
1.5×
=1.25
=1.08
=1.2
=1.1
1.782
=0.87
m=3mm
=75mm
=0.98ms
a=145mm
=300MPa
=200MPa
=1.782
=2.62
=2.24
=1.59
=1.75
=0.689
=145mm
8级精度
小齿轮:
40Cr(调质)
280HBS
大齿轮:
45钢(调质)
240HBS
=26
=71
=300MPa
=200MPa
=1.2
=2.45
=189.8
=1.25
=1.08
=1.2
=1.1
1.782
=2.6
=2.23
=1.59
=1.76
=0.687
=3mm.
=78mm
=213mm
=0.36ms
a=145.5mm
d2=19mm
=87.032
=32mm
2.轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案。
经分析比较,选用如图所示的装配方案
(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)右轴承从轴的右端装入,靠轴肩定位,1-2段比半联轴器毂孔长短1~4mm,=80mm。
联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径,取=35mm。
2)初步选择滚动轴承。
该传动方案没有轴向力,高速轴转速较高,载荷不大,故选用深沟球轴承。
根据=35mm,查GB276-89初步取0组游隙,0级公差的深沟球轴承6008,其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm,故=40mm
3)为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩,取=44mm,取轴承到减速器箱体内壁为8mm,取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故=23mm。
4)由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm,取=65mm,采用凸缘式轴承盖,取轴承盖的总宽度为50mm,到联轴器的距离为15mm,则=68mm.
5)3-4段装配轴承,取轴径长度小于轴承宽度3mm,故=15-3=12mm,同理10-11段装配轴承,并需倒角,故=18mm,
=80+20-5=95mm
6)5-6和7-8段为齿轮,长度,直径=54mm
(3)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接,按=32mm,=80mm查机械设计课程上机与设计图表(11-1)选用键=10mm×8mm×72mm。
滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证,选用直径尺寸公差为m6
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表(P表15-12),取轴端倒角为1.6×,各轴肩处圆角半径为R2
(二)中速轴(III轴)的设计
已知=3.434kw,=130.84,=250.65rmin
1.求作用在齿轮上的力
=1193.31N,=449.23N,=315.29N
=2×130.8462.5N=4186.88N
=1523.9N
轴上力的方向如下图所示
初步确定轴的最小直径
根据初步确定轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。
查图表(8-6),取=112,于是得
=112×mm=26.8mm。
该轴的最小直径为安装轴承处的直径,取为=30mm
3.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案,如图
(2)确定轴的各段直径和长度
1)根据=30mm取=30mm,轴承与齿轮2,之间采用轴肩定位,取==35mm,齿轮2,与齿轮3之间用套筒定位,取=43mm,由于轴环宽度b≥1.4h轴II的设计,取=c=10mm因为=80mm,=39mm取=80,=39-3mm=36mm.
2)初步选择滚动轴承
由于配对的斜齿轮相当于人字齿,初步选取0组游隙,0级公差的轴承30306,其尺寸为d×D×B=30mm×72mm×19mm。
又由于箱体内壁之间距离相等,故21+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角,取52mm
取轴承端盖的总宽度为45mm
3)轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键连接
按=43mm
,=80mm
==35mm
==36mm
查图表(表11-1)取各键的尺寸为
2-3段和6-7段=10x8x28
滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证,选公差为m6
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1.6×,各轴肩处的圆角半径为R2
(三)低速轴(轴IV)的设计
已知=3.231kw,=345.92,=89.20rmin
1.求作用在轴上的力
=4189.88N=1523.9N
2.初步确定轴的最小直径
按初步确定轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢调质处理。
查图表(P表15-3)取=112,于是得
112×mm=37.1mm。
该轴的最小直径为安装联轴器处的直径,选取联轴器的型号。
根据式,查图表(P173表11-2),取=2.3,则
=2.3×345.92=795.616
平稳,选用HL4型弹性柱销联轴器。
选取轴孔直径d=40mm,其轴孔长度L=84mm,则轴的最小直径=40mm
3.轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案。
经比较,选取如下图所示的方案
(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1)取=40mm,为了满足半联轴器的轴向定位要求,采用轴肩定位,由h=1.5mm,取=45mm
2)初步选择滚动轴承
根据轴上受力及轴颈,初步选用0组游隙,0级公差的深沟球轴承6210,其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm故=50mm
3)取=55mm,=28mm
4)根据轴颈取安装齿轮处轴段=60mm,齿轮左端采用轴肩定位,取h=1.5mm,则=63mm,轴环宽度b≥1.4h=1.4×3mm=4.2mm,取10mm
5)已知=75mm。
取=55.8mm,=2.3mm(S=2mm)=74.7mm,=8mm
6)根据轴II,轴III的设计,取滚动轴承与内壁之间的距离=8mm,则=14+2.5+20+10+2.5-8-2.3=57.7mm
7)根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm,及=8mm,B=20mm,取轴承盖的总宽度为45mm,轴承盖与联轴器之间的距离为=20mm则=65mm
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接,根据=40mm,=84mm
查图表(P表11-1)得
1-2和12-13段:
b××8mm×78mm
7-8段:
b××11mm×68mm
滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证,选用直径尺寸公差为m6
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表(P表15-12),取轴端倒角尺寸为1.6×,轴上圆角R2.
(4).轴的校核
1求高速轴的校核
1.)轴的计算简图如下图所示,由机械设计图知,深沟球轴承6008,
a=7.5mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图(见下图)可以看出Ft作用处
是危险截面,
L=248mm,将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=1193.31N
=449.23N
弯矩
=65035.395
=24483.035
=32365.285
总弯矩M
=69491.162=72643.75
扭矩T
T=11352
=32mm
=80mm
=35mm
深沟球轴承6008
=40mm
=44mm
=23mm
=68mm
==12mm
=18mm
=54mm
键=10mm×8mm×72mm
过渡配合m6
=1193.31N
=449.23N
=315.29N
=30mm
==30mm
==35mm
=43mm
=10mm
=80
==36mm
圆锥滚子轴承30306
52mm
=80mm
键=10x8x28
=3.231kw
=345.92
=89.20rmin
=4189.88N
=1523.9N
37.1mm
=795.616
HL4型弹性柱销联轴器
=40mm
=84mm
=40mm
=45mm
深沟球轴承6210
=50mm
=55mm
=28mm
=60mm
=63mm
10mm
=55.8mm
=2.3mm
=74.7mm
=8mm
==57.7mm
=65mm
键
b××8mm×78mm
b××11mm×68mm
2.)按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核,以及轴单向旋转,扭转切应力为对称循环变应力,取α=1,轴的计算应力
=5.88
=5.63
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,查图表(P表15-1)得=60MPa,因此<,故轴安全。
2.求中间轴的校核
1)轴的计算简图如下图所示,由机械设计图知,圆锥滚子轴承30306,
a=23mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图(见下图)可以看出Ft作用处
是危险截面,
L=225mm,将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=900.13N
=312.72N
弯矩
=38705.6
=145494.08
=13446.96
=16505.59
=36450
总弯矩M
=40974.92
=42078=187771.5
扭矩T
T=130.84
2.)按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核,以及轴单向旋转,扭转切应力为对称循环变应力,取α=1,轴的计算应力
=1.5
=1.53
=6.94
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,查图表(P表15-1)得=60MPa,因此<,故轴安全。
3.求低速轴的校核
1.)轴的计算简图如下图所示,由机械设计图知,深沟球轴承6210,
a=10mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图(见下图)可以看出Ft作用处
是危险截面,
L=249mm,将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=2093.44N
=761.95N
弯矩
=260633.28
=94852.78
总弯矩M
=277360
扭矩T
T=345.92
2).按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核,以及轴单向旋转,扭转切应力为对称
循环变应力,取α=1,轴的计算应力
=0.53MPa
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,查图表(P表15-1)得=60MPa,因此<,故轴安全。
七、轴承的选择和校核计算
已知轴承的预计寿命为=10000h
1.输入轴承的选择与计算
由轴II的设计知,初步选用深沟球轴承6008,由于受力对称,只需要计算一个,其受力===1275.07N,=0,ε=3,转速n=960rmin
定动载荷C=17000N,基本额定静载荷=11800N
2)求轴承当量动载荷P
因为=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作情况平稳,按课本(P160表10.6),取=1.2,则
P=(X+Y)=1.2×(1×1257.07+0)N
=1530.08N
3)验算轴承寿命
=272.73rmin
额定动载荷C=52500N,基本额定静载荷=60500N
2)求轴承当量动载荷P
因为=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作情况平稳,按课本(P60表10.6),取P=(X+Y)=1.2×(1×952.9+0)N
=1143.5N
3)验算轴承寿命
=89.20rmin
动载荷C=35000N,基本额定静载荷=23200N
2)求轴承当量动载荷P
因为=0,径向载荷系数X=1,轴向载荷系数Y=0,因工作情况平稳,按课本(P160表10.6),取=1.2,则
P=(X+Y)=1.2×(1×2227.4+0)N
=2673.4N
3)验算轴承寿命
h
=419272.3h>=10000h
轴校核安全
故轴安全
=0.53MPa
故轴安全
=10000h
深沟球轴承6008
=1275.07N
=0
ε=3
n=960rmin
C=17000N
=11800N
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