机械设计专业学生毕业设计减速机设计说明书+图纸PDF格式.docx
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机械设计专业学生毕业设计减速机设计说明书+图纸PDF格式
机械设计课程设计报告
带式输送机减速装置设计
姓
学
名:
zcp68941125
号:
指导教师:
日期:
2007年4月20
目
录
课程设计任务书
电动机的选择
传动装置的运动和动力参数计算
窄V带传动设计
3
4
4
6
减速器高速级齿轮设计7
减速器低速级齿轮设计11
轴的设计计算(输入轴)14
轴的设计计算(中间轴)15
轴的设计计算(输出轴)16
滚动轴承的选择及计算
键连接的选择及校核计算
19
21
连轴器的选择22
减速器附件的选择22
润滑与密封
参考资料
心得体会
22
22
23
2
《机械设计》课程设计任务书
传动方案的分析与拟定
1.设计题目
设计某车间零件传送设备的传动装置
1)传动布置方案
2)已知条件
⑴输送带主动轴输出转矩T=720Nm
⑵输送带工作速度V=1.00m/s(允许输送带速度误差±5%)
⑶滚筒直径D=350mm
⑷滚筒效率=0.96(包括滚筒轴承的效率损失)
3)设备工作条件,室内工作,连续单向运转,载荷平稳,每日两班,工作8年,车间有三相交流
电源。
2.课程设计的内容
本次设计的对象为普通减速器,具体内容是:
1)设计方案论述。
2)选择电动机。
3)减速器外部传动零件设计(含连轴器选择)。
4)减速器设计。
设计减速器的传动零件;
对各轴进行结构设计,按弯扭合成强度条件验算个轴的强度;
按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度;
选择各对轴承,计算输出轴上轴承的寿命;
选择各键,验算输出轴上键连接的强度;
选择各配合尺寸处的公差与配合;
决定润滑方式,选择润滑剂。
5)绘制减速器的装配图和部分零件工作图。
3
6)编写设计说明书。
电动机的选择
1.选择电动机类型
按工作要求:
连续单向运转,载荷平稳;选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,
电压380V。
2.选择电动机容量
按式(2-2),电动机工作效率为
Pd=
Pw
η
按式(2-3),工作机所需工作功率Pw(KW)为
Pw=
Fv
1000
=
Tnw
9550
(其中,T为工作机所需转矩,nw为转速)
传动装置的总效率为
η=ηηηηη5
按表2-5确定各部分效率为:
V带传动效率η1=0.96,滚动轴承(一对)η2=0.99,闭式齿
轮传动η3=0.97,联轴器:
η4=0.99,传动滚筒:
η5=0.96,代入,得
η=0.96⋅0.99⋅0.97⋅0.99⋅0.96=0.825
由传送带工作速度v=0.75m/s,滚筒直径D=250mm,确定转速nw=57.3r/min;输出转矩
T=680N⋅m,故所需电动机功率为:
4
2
2
3
1
4
4
2
Pd=
Tnw
=
680⋅57.5
=4.95KW
9550η9550⋅0.825
由Y系列电动机技术数据,选取电动机额定功率Ped为5.5KW
3.确定电动机转速
滚筒工作转速nw=54.6r/min
总传动比范围通常取i'=16~160,电动机转速范围为
nd'=i'nw=(16~160)⋅54.6r/min=873.6~8736r/min
4.确定电动机型号
由表20-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动
机型号为Y132S-4。
传动装置的运动和动力参数计算
1.分配传动比
i=
nm
nw
=
1440
54.60
=26.37
2.分配传动装置各级传动比
4
取V带传动传动比1i=3,则减速器传动比减i==
i1
高速级的传动比i2
i3=
i减
i2
=
8.79
3.51
=2.51。
i
26.37
3
=8.79,取两级圆柱齿轮减速器
=1.4减i=1.4⋅8.79=3.51,则低速级的传动比为
4.运动和动力参数计算
1轴(电动机轴)
P1
n1
T1
2轴(高速轴)
=Pd=4.99KW
=nd=1440r/min
=9550
P1
n1
=9550⋅
4.99
1440
=33.09N_m
P2
=P1η1=4.99⋅0.96=4.79KW
n2=
T2
nd
i1
=
1440
3
=480r/min
=9550
P2
n2
=95.3N⋅m
P2'
T1'
3轴(中间轴)
P3
=0.99P2=4.742KW
=0.99T2=98.3N⋅m
=P2'η3=4.6KW
n3=
T3
n2
i2
=
480
3.51
=136.8r/min
=9550
P3
n3
=321.13N⋅m
P'3
T3'
4轴(低速轴)
P4
=0.99P3=4.55KW
=0.99T3=317.92N⋅m
=P3'η3=4.42KW
n4=
T4
n3
i3
=
136.8
2.51
=54.5r/min
=9550
P4
n4
=774.5N⋅m
P4'
T4'
5轴(滚筒轴)
=0.99P4=4.38KW
=0.99T4=766.8N⋅m
5
P5
n5
T5
=P4'η4=4.34KW
=n4=54.5r/min
=9550
P5
n5
=760.5N⋅m
P'5
T5'
=0.99P5=4.3KW
=0.99T5=752.9N⋅m
运动和动力参数的计算结果汇总列出表格(表1)
表1各轴运动和动力参数
轴名
电动机轴
2轴
功率P/KW
输入输出
-4.990
转矩T/Nm
输入
-
4.794.74295.30
输出
33.09
94.35
转速
n/(r/min)
1440
480
传动比
i
3
效率
0.96
3.51
0.96
3轴
4.64.544321.13317.92
136.8
2.51
0.96
4轴
滚筒轴
4.424.38
4.344.3
774.5
760.5
766.8
752.9
54.5
54.5
1
0.98
传动件设计计算
窄V带传动设计
1.确定计算功率Pca
由表8-6查得工作情况系数KA=1.1,故
Pca=KAP=1.1⋅4.95=5.445KW
2.选取窄V带带型
根据Pca、年,由图8-9确定选用SPZ型。
3.确定带轮基准直径
由表8-7取主动轮基准直径d1d=80mm。
根据式(8-15),从动轮基准直径
d2d=id1d=3⋅80mm=240mm。
根据表8-7,取dd2=250mm。
按式(8-13)验算带的速度
v=
πdn
60⋅1000
d11
=
3.14⋅80⋅1440
60⋅1000
=6.029m/s<3.5m/s
所以带的速度合适。
4.确定窄V带的基准长度和传动中心距
根据0.7(d1d+dd2) 根据式(8-20)计算带所需的基准长度 6 Ld' =2a0+(dd2+dd1)+ 2 π (d2dd1d) 4a0 2 π =[2⋅400+⋅(250+80)+ 2 =1336mm 由表8-2选带基准长度Ld=1250mm。 按式(8-21)计算实际中心距a a=a0+ 5.验算主动轴上的包角α1 由式(8-6)得 α1 o =180- Ld-Ld' 2 =(400+ (250-80) 4⋅400 2 ]mm 1250-1336 2 )mm=357mm d2dd1d a ⋅57.5=180- oo 250-80 357 ⋅57.5=152.6>120 o o o 所以主动轮上的包角合适。 6.计算窄V带的根数z 由式(8-22)知z= Pca (P0+∆P0)KK αL 由n1=1440r/min,d1d=80mm,i=3,查表8-5c和表8-5d得 P0=1.6KW∆P0=0.22KW 查表8-8,得Kα=0.92,查表8-2,得KL=0.94,则 z= 取z=4。 7.计算预紧力F0 由式(8-23)知 F0 4.95 (1.6+0.22)⋅0.92⋅0.94 =3.15 =500 Pca 2.5 ( -1)+qv2 vzKα 查表8-4,得q=0.07kg/m,故 F0=[500⋅ 4.95 6.029⋅4 ⋅( 2.5 0.92 -1)+0.07⋅6.0292]N=178.8N 8.计算作用在轴上的压轴力Fp 由式(8-24),得 Fp=2zF0sin 9.带轮结构设计 材料选用HT200, 152.6 2 o =[2⋅4⋅178.8⋅sin 152.6 2 o ]N=1389.6N 减速器高速级齿轮设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 7 2)设备为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88) 3)材料选择。 由表10-1选小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HB,大齿轮为45钢(调质), 硬度为240HB,二者材料硬度差为40HB。 4)选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮Z2=70.2,故选Z2=70。 5)初选螺旋角=14° 2.按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为: d≥3 1t 2KtT1u+1ZZ ⋅ ( φε dα u HE [σH] ) 2 1)确定公式内的各计算数值 ⑴试选Kt=1.6。 ⑵由图<区域系数ZH>选取区域系数ZH=2.433。 ⑶由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 ε1=0.75,εα2=0.87,则α=α1 εε+ε α2=1.62。 ⑷由表10-7选取齿宽系数φd=1。 ⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 ⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ σHlim2=550MPa。 ⑺由式10-13计算应力循环次数 N1 N2 =60n1jLh=60⋅480⋅1⋅(2⋅8⋅300⋅8)=1.11⋅10 =N1/u=1.11⋅10/3.51=3.17⋅10 9 8 =0.92,K 9 Hlim1 =600MPa;大齿轮 ⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数K ⑼计算接触疲劳许用应力 HN1 HN2 =0.93。 取失效概率为1%,安全系数s=1,由式(10-12)得 [σH1]=0.92⋅600=552MPa [σH2]=0.93⋅550=511.5MPa [σH]=([σH1]+[σH]2)/2=531.8MPa 2)计算 ⑴试算小齿轮分度圆直径d1t由计算公式得 3 1⋅1.62⋅3.51 d≥ 1t 32⋅1.6⋅95.3⋅10⋅4.512.433⋅189.82 ( ) 531.8 =56.71mm ⑵计算圆周速度 v= ⑶计算齿宽b及模数mnt 1t1πdn 60⋅1000 = π⋅56.71⋅480 60⋅1000 =1.425m/s 8 b=φdd=1⋅56.71=56.71mm o mnt= dcosβ56.71⋅cos14 = z1 20 1t 1t =2.75mm h=2.25mnt=2.25⋅2.75=6.19mm b/h=56.71/6.19=9.16 ⑷计算纵向重合度εβ o εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318⋅1⋅20⋅tan14=1.584 ⑸计算载荷系数K 取KA=1,根据v=1.425m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.065;由表10-4 查得K KFβ Hβ =1.12+0.18(1+0.6⋅1)⋅1+0.23⋅10⋅56.71=1.42;由表10-13查得 22 -3 =1.34;由表10-3查得K=K=1.4。 故载荷系数 Hα K=KAKVKK HαHβ Fα =1⋅1.065⋅1.4⋅1.42=2.12 ⑹按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d1 ⑺计算模数mn =d 1t 3K/Kt=56.71⋅32.12/1.6=63.14mm mn= 3.按齿根弯曲强度设计 由式(10-17) dcosβ63.14⋅cos14 1 = Z1 20 o =3.06mm 2KTYcosβYY 2 1β φdZ1εα 2 ⋅ FαSa [σF] mn≥3 1)确定计算参数 ⑴计算载荷系数 K=KAKVKK FαFβ =1⋅1.065⋅1.4⋅1.34=1.99 ⑵根据纵向重合度εβ=1.584,从图<螺旋角影响系数>查得螺旋角影响系数Yβ=0.88。 ⑶计算当量齿数 ZV1= ZV2= cosβcos14 Z1 3 = 20 3 o=21.91 cosβcos14 Z2 3 = 70 3 o=76.7 ⑷查取齿形系数 由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y Fα1 =2.724;Y Fa2 =2.227 ⑸查取应力校正系数 由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y=1.569;Y Sa1 Sa2 =1.763 ⑹查取弯曲疲劳强度极限 由图10-20c查得小齿轮σ=500MPa,大齿轮σ=380MPa ⑺查取弯曲疲劳寿命系数 FE1 FE2 9 由图10-18查得K FN1 =0.92,K FN2 =0.93 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式(10-12),得 [σF1]= [σF2]= FN1Kσ s FE1 = 0.92⋅500 1.4 KFNσ2 s YYFaSa [σF] FE2 = 0.93⋅380 1.4 =328.57MPa =252.4MPa ⑼计算大、小齿轮的 并加以比较 YYFa1Sa1 [σF1] YY Fa2Sa2 [σF2] 大齿轮的数值大。 2)设计计算 mn≥3 = = 2.724⋅1.569 328.57 2.227⋅1.763 252.4 =0.013 =0.016 2⋅1.99⋅95.3⋅10⋅0.88⋅cos14 1⋅400⋅1.62 3 2 o ⋅0.016 =1.98mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 向模数,取mn=2.0mm,可满足弯曲强度。 为满足接触疲劳强度,按接触强度算得的分度圆直径 d1=63.14mm,由 Z1= d1cosβ63.14⋅0.97 = =30.63, mn 取Z1=31,则Z2=108.8,取Z2=109。 4.几何尺寸计算 1)计算中心距 a= (Z1+Z2)mn 2cosβ = 2 (31+109)⋅2 2⋅cos14 o mm=144.33mm 将中心距圆整为144mm。 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arccos (Z1+Z2)mn 2a o =1332'24'' 3)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1= d2= 4)计算齿轮宽度 Z1mn cosβ Z2mn cosβ =63.77mm =224.23mm b=φd1=1⋅63.77=63.77mm 10 圆整后取B2=64mm;B1=69mm。 5.结构设计 以大齿轮为例。 因齿轮齿顶圆直径>16Omm,而又小于5OOmm,故以选用腹板式结构为宜。 其 它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略),并绘制大齿轮零件图 (从略)。 减速器低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)设备为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88) 3)材料选择。 由表10-1选小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HB,大齿轮为45钢(调质), 硬度为240HB,二者材料硬度差为40HB。 4)选小齿轮齿数Z1=25,大齿轮Z2=2.51⋅25=62.75,故选Z2=63。 5)初选螺旋角=14° 2.按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为: d≥3 1t 2KtT1u+1ZZ ⋅ ( φε dα u HE [σH] ) 2 1)确定公式内的各计算数值 ⑴试选Kt=1.6。 ⑵由图<区域系数ZH>选取区域系数ZH=2.433。 ⑶由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 ε1=0.77,εα2=0.84,则α=α1 εε+ε α2=1.61 ⑷由表10-7选取齿宽系数φd=1。 ⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 ⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ σHlim2=550MPa。 ⑺由式10-13计算应力循环次数 N1 N2 =60n1jLh=60⋅136.8⋅1⋅(2⋅8⋅300⋅8)=3.15⋅10 =N1/u=3.15⋅10/2.51=1.25⋅10 8 8 8 =0.95,K Hlim1
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