单级圆柱齿轮.docx
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单级圆柱齿轮
华南理工大学
课程设计说明书
题目V带——单级斜齿圆柱减速器
院(系)材料科学与工程学院
专业高分子材料与工程
班级2005级甲班学号200530232055
学生姓名刘晓丹
专业教研室、研究所负责人
指导教师
2008年1月2日
华南理工大学
课程设计(论文)任务书
兹发给高分子甲班学生刘晓丹课程设计(论文)任务书,内容如下:
1.设计题目:
V带——单级斜齿圆柱减速器
2.应完成的项目:
(1)减速器的装配图一张(A1)
(2)齿轮零件图一张(A3)
(3)轴零件图一张(A3)
(4)设计说明书一份
3.参考资料以及说明:
(1)<<机械设计课程设计>>
(2)<<机械设计基础>>
(3)
(4)
(5)
(6)
(7)
4.本设计(论文)任务书于2007年12月24日发出,应于2007年1月4日前完成,然后进行答辩。
专业教研室、研究所负责人审核年月日
指导教师签发年月日
课程设计(论文)评语:
课程设计(论文)总评成绩:
课程设计(论文)答辩负责人签字:
年月日
目录
一、摘要…………………………………………………….…..5
一、设计任务…………….……………………………………..5
二、传动系统方案的拟定……….………………………….….6
三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算.……….6
四、V带传动设计………………………….……………..…...8
五、齿轮动的设计计算…………………………………….….9
六、轴的设计计算………………………………………….....11
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…14
八、键联接的选择及计算……….……………………………15
九、联轴器的选择和计算……….……………………..…..…16
十、减速器铸造箱体的设计..………..………………………16
十一、减速器的润滑………..…………………………..…….17
十二、设计总结……...……………………………..……..17
十三、绘制装配图及零件工作图…….…………...……….17
摘要
减速器是一种动力传动机构,单级圆柱齿轮展开式减速器是以齿轮为传动装置的一种减速器,应用非常广泛。
与其他减速器相比斜齿圆柱齿轮减速器的主要特点是:
能承受较大载荷,工作平稳;噪声小;刚性高,但是一般体积较大,传动效率不高,精度不高。
.因此,随着我国社会主义建设的飞速发展,国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器,并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中,今后将会得到更加广泛的应用。
本文以传动比分配与确定作为带传动、齿轮传动设计的主线;以润滑方式选择作为轴和轴上零件结构设计的前提;以键的选择和轴承寿命计算作为轴的结构尺寸的设计依据;以力的叠加原理作为轴强度校核、轴承寿命计算中方向未知力的处理原则。
该机的设计大量运用标准件,大大缩短了设计工作量和降低了生产制造周期及成本。
设计任务书
设计及说明
结果
一、设计任务
1、设计题目:
运输原料的带式输送机用的圆柱斜齿齿轮减速器
2、设计说明:
设计参数如下:
1)运输带工作拉力F=2100N
2)运输带工作速度V=1.4m/s
3)滚筒直径D=400mm
4)滚筒效率及运输带效率η=0.94
5)工作情况两班制,连续单向运转,载荷中等冲击,允许总传动比误差±4%;
6)齿轮工作寿命10年,轴承使用寿命3年
3、设计任务:
选择电动机型号;确定传动零件的主要参数及尺寸;设计减速器.减速器装配图一张;零件工作图两张;设计说明书一份。
参考资料:
①——机械设计课程设计朱文坚黄平主编
②——机械设计基础黄平朱文坚主编
二:
传动系统方案的拟定
三.电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算
1.选择电动机的类型
按工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机
2.确定电动机的容量
电动机所需功率由公式:
Pd=Pw/η(KW)
根据已知条件F、V、D并可得到工作机所需有效功率
Pw=Fv/1000KW
传动总效率按下式计算:
η=η1η2η3η4…ηnηw
查表2-3得:
V带传送速率η1=0.95,齿轮传动效率η2=0.97,
滚动轴承传动效率η3=0.99(两对),弹性柱销联轴器效率η4=0.993.工作机效率:
ηw=0.94
则η=0.95x0.97x0.99²x0.993x0.94=0.8430
Pd=Fv/(1000η)=2100x1.4/(1000×0.8430)=3.49KW
查表16-1选电动机,额定功率Ped为4.0KW
3.确定电动机的转速
据已知条件计算运输机滚筒的工作转速:
由V=πDnw/60*1000
得nw=60x1000v/πD=60x1000x1.4/πx400=66.8(r/min)
查表16-1得电动机的合理同步转速:
1500r/min
电动机得型号和主要数据如下(同步转速符合):
电动机
型号
额定功率
(kW)
同步转(r/min)
满载转速nm(r/min)
堵载转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y112M-4
4.0
1500
1440
2.2
2.2
电动机得安装及有关尺寸:
中心高H
外形尺寸
底脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸
尺寸
键公称尺寸
112
400×305×265
190×140
12
28×60
8×7
4.确定传动装置的总传动比并分配各级传动比
(1)求传动比
由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为:
ia=nm/nw=1440/66.8=21.6
(2)分配传动装置传动比
ia=i1i2
取V带传动比i1=4.0
则单级圆柱斜齿轮减速器的传动比i2=ia/i1=5.4
实际传动比:
ia′=i1i2’=4.0×113/21=21.5
总传动比误差(ia′-ia)/ia=(21.6-21.5)/21.6=0.46%<3%合适
5.传动装置的运动和运动参数的计算
(1)计算各轴输入功率
电动机轴Pd=3.49kw
轴Ⅰ(减速器高速轴)PI=Pd×η1==3.49x0.95=3.28KW)
轴Ⅱ(减速器低速轴)PⅡ=PIη2η3=3.28x0.97x0.99=3.15(KW)
(2)计算各轴转速
电动机轴nm=1440r/min
轴ⅠnⅠ=nm/i1=1440/4.0=360r/min
轴ⅡnⅡ=nⅠ/i2=360/5.4=66.7r/min
(3)计算各轴转矩
电动机轴
Td=9550Pd/nm=9550x3.49/1440=23.1(N*m)
轴Ⅰ
TI=9550PI/nⅠ=9550x3.28/360==87.0(N*m)
轴Ⅱ
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550x3.15/66.7=451.0N*m
把上述计算结果列于下表:
输入功率kw
转速n(r/min)
输入转矩TNm
传动比i
效率
电动机轴
3.49
1440
23.1
4.0
0.95
轴Ⅰ
3.28
360
87.0
轴Ⅱ
23.15
66.7
451.0
5.4
0.96
四.V带传动设计
1.确定计算功率Pc
根据V带工作条件,查表10-3,选工况系数KA=1.2,
所以Pc=KA×P=1.2×3.49=4.19KW
2.选定V带型号
根据Pc=4.19kwn1=1440r/min,由图10-10,选用A型带
3.确定带轮基准直径dd1,dd2
由表10-4选dd1=90mm根据i=n1/n2=d2/d1从动轮基准直径dd2=(n1/n2)dd1=1440/4×100=360mm
4.验算带速V
V=πdd1n1/60×1000=3.14×90×1440/60×1000=6.78m/s
V在5~25m/s范围内,故带的速度合适.
5.确定中心距和基准长度Ld
初选中心距,由式
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)代入数据得,
0.7(100+355)≤a0≤2(100+355)
315≤a0≤900
故选择a0=600mm.
初定V带基准长度
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+1.57×450+4502/(4×600)
=1937mm
根据初定的L0,由表10-2选取相近的基准长度Ld=2000mm
近似计算实际所需中心距
a≈a0+(Ld-L0)/2=632mm
6.验算小带轮包角α1
α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30=180-270/632×57.3=155.50α1≥1200,
故主动轮上包角合适
7.确定带的根数Z
Z=PC/(P0+△P0)KαKL
由n1=1440r/mindd1=90mm,查表10-5得P0=1.059
由i=4.0查表10-6得△P0=0.17kw
查表10-7得Kα=0.935查表10-2得KL=1.03.
Z=4.19/[(1.059+0.17)×0.935×1.03]=3.54取Z=4
8.确定V带初拉力F0并计算作用在轴上的载荷FQ
F0=500PC/ZV×(2.5/Kα-1)+qV2
查表10-1得q=0.11,所以
F0=500×3.4.19÷(4×6.78)×(2.5/0.935-1)+0.11×6.782
=134.2N
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×134.2×sin(155.5/2)=1049.2
小带轮采用实心式,大带轮采用轮辐式
五.齿轮动的设计计算
1.选择齿轮类型、材料、精度
1)选用斜齿圆柱齿轮传动
2)选择齿轮材料;小齿轮选用45号钢,调质,HBS1=230
3)大齿轮用ZG310-570正火,HBS2=190
4)选取齿轮为8级精度(GB10095-1988)
5)选小齿轮齿数Z1=21,大齿轮齿数z2=uz1=i2z1=5.4×21=113.1取Z2=113
6)初选螺旋角β=120
2.按齿面接触疲劳强度设计
a≥(u+1)[(305/[σH])²×KT1/(Φa×u)]1/3
T1为小齿轮传递的转矩T1=87(N*m)
Φa为齿宽参数,轻型减速器可取φa=0.5;
K为载荷系数,对带式运输机,载荷中等冲击,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K=1.3;
[σH]为齿轮材料许用接触应力,[σH]=σHlim/SH[MPA]
σHlim为为实验齿轮的接触疲劳极限应力
查图7-26,根据HBS1=230得σHlim1=560N/mm²(优质碳素钢调质)
根据HBS2=190得σHlim2=375N/mm²(铸钢正火).
查表7-5得安全系数SH=1.1,u为齿数比u=i=5.4
所以[σH1]=560/1.1=509.1[σH2]=375/1.1=340.9
计算时以[σH2]代入计算:
a≥(u+1)[(305/[σH])²×KT1/(Φa×u)]1/3
=206mm取a=206mm
根据已选定的z1、z2和螺旋角β,计算模数mn
mn=2acosβ/(z1+z2)=2×206×cos120/(21+113)=3.0
查表7-1取为标准值:
mn=3.0mm
修正螺旋角β=arcos(mn(z1+z2)/2a)=12.650
螺旋角β在80~200之间,合适
故分度圆直径
d1=mtz1=mnz1/cosβ=3.0×21/cos12.650=64.6mm
d2=mz2=mnz2/cosβ=3.0×113/cos12.650=347.4mm
大齿齿宽b2=Ψa×a=0.5×206=103mm
小齿齿宽b1=b2+(5~10)取b1=110mm
3.校核齿根弯曲强度
=1.6KT
YF/bmnd
=1.6KT
YF/bmnd2
许用弯曲应力[σF]=σFlim/SF
查表7-5取SF=1.4
查图7-24(c)由HBS1=230得σFlim1=195
HBS2=190得σFlim2=135
=σFlim1/SF=195/1.4=139.3Mp
=σFlim2/SF=135/1.4=96.4Mp
校核小齿轮:
小齿轮当量齿数zv1=z1/cos3β=21/cos312.65=21.5
查图7-23得小齿轮齿形系数YF=2.85
=1.6KT
YF/b1mnd
=1.6x1.3×87000×2.85/(110×3.0×64.6)=24.2
校核大齿轮:
大齿轮当量齿数zv2=z2/cos3β=115.8
查图7-23得大齿轮齿形系数YF2=2.18
=1.6KT
YF/bmnd2
=1.6×1.3×451000×2.18/(103×3.0×347.4)=18.4
所以大小齿轮的弯曲强度足够
4.确定齿轮的主要几何尺寸
中心距a=206mm传动比i=5.4
法面模数mn1=3.0mm端面模数mt1=3.07mm
法面压力角α=200
齿顶高ha=mn=3.0齿根高hf=1.25mn=3.75mm
z1=21d1=64.6mmda1=d1+2mn=70.6mm
df1=d1-2hf=57.1mmb1=110mm
z2=113d2=347.4mmda2=d2+2mn=353.4mm
df2=d2-2hf=339.9mmb2=103mm
5.齿轮结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用辐板式锻造结构齿轮,按表计算结构尺寸,然后据此绘出齿轮结构图
六、轴的设计计算
1.高速轴的设计
(1)选择轴的材料
选用45号钢,调质处理,HBS=230
(2)初步估算轴的最小直径
根据教材P204公式取A0=110得
d≥A0
=110×(3.28/360)1/3=22.97mm
(3)轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸
考虑带轮的结构要求及轴的刚度.取装带轮处轴径dmin=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm,
两轴承支点间的距离为
L1=B1+2Δ1+2Δ2+B
式中小齿轮齿宽B1=110mm
Δ1—箱体内壁与小齿轮端面的间隙,取Δ1=12mm
Δ2--箱体内壁至轴承端面的的距离,取Δ2=10mm
B-轴承宽度,初选7308AC型角接触球轴承,查表13-4得B=23
代入上式得L1=110+2×12+2×10+23=177mm
带轮对称线至轴承支点的距离为
L2=B/2+l2+k+l3+B3/2(参照课程设计P163)
l2=δ+c1+c2+5+t-Δ2-B=8+26+21+5+10-10-23=37mmk=10mml3=15mm
B3带轮宽度B3=2f+(n-1)e查表10-8得f=9,e=15,n=4B3=63
所以L2=B/2+l2+k+l3+B3/2=23/2+37+10+15+63/2=105
按弯扭合成应力校核轴的强度(见课本163)
a)绘出轴的计算简图如图所示
b)计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力Ft1=2T1/d1=2×787000/64.6=2693.5N
径向力Fr1=Ft1tanαn/cosβ=2693.5×tan20/cos12.65=1004.7N
轴向力Fa1=Ft1tanβ=2693.5×tan12.65=604.5N
带传动作用在轴上的压力Q=FQ=1049.2N
c)计算支反力
水平面RAH=RBH=Ft1/2=1346.75N
垂直面∑MB=0
RAV×177-Fr1×88.5-Fa1×d1/2-Q(105+177)=0
RAV=2284N
∑F=0
RBV=RAV-Q-Fr1=2284-1049.2-1004.7=230.1N
d)作弯矩图
水平面弯矩
MCH=-RBH×177/2=-1346.75×88.5=-119187N·mm
垂直面弯矩
MAV=-Q×105=-1049.2×105=-110166N·mm
MCV1=-Q×(105+88.5)+RAV×88.5=-1049.2×193.5+2284×88.5=-886N·mm
MCV2=-RBV×177/2=-230.1×88.5=-20355N·mm
合成弯矩
MA=MAV=118560N·mm
e)作转矩图TI=87000N·mm
f)作计算弯矩图
当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数α=0.6,则
g)按弯扭合成应力校核轴的强度
轴的材料为45号钢,调质,查表得拉伸强度极限σB=650MPa
对称循环变应力时的许用应力
[σ-1]b=60MPa
由计算弯矩图可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为
σcaC1=McaC1/W≈McaC1/0.1dc3=131670/0.1×57.13=7.07<[σ-1]b(安全)
D剖轴径最小,该处的计算应力为
σcaD=McaD/W≈McaD/0.1dD3=52200/0.1×303=19.3MPa<[σ-1]b(安全)
h)精确校核轴的疲劳强度(略)
2.低速轴的设计
(1)选择轴的材料
选用45号钢,调质处理,HBS=230
(2)初步估算轴的最小直径
根据教材P204公式取A0=110得
d≥A0
=110×(3.15/66.7)1/3=39.76mm
考虑到装链轮处有一键,轴应加大5%
d≥1.05*39.76=41.75mm
取装带轮处轴径dmin=50mm取轴承处轴径d=65mm
两轴承支点间的距离:
L4=B2+2Δ1+2Δ2+B
式中大齿轮齿宽B2=103mm
Δ1—箱体内壁与小齿轮端面的间隙,取Δ1=12mm
Δ2--箱体内壁至轴承端面的的距离,取Δ2=13.5mm
B-轴承宽度,初选7313c型角接触球轴承,查表13-4得B=33
代入上式得
L4=103+2×12+2×13.5+33=187mm
联轴器对称线至轴承支点的距离为
L3=B/2+l2+l3+B3/2
l2=25.5mml3=15mmB3=112(表15-4查联轴器得)
代入L3=B/2+l2+l3+B3/2=128mm
七.滚动轴承的选择计算
减速器为斜齿圆柱齿轮,中等载荷冲击,轴向冲击小,故选用角接触球轴承,由轴的尺寸,初定高速轴轴承型号7308AC,低速轴上轴承型号7313AC
校核高速轴轴承
初步选定高速轴型号7308AC
根据条件,轴承预计寿命
16×360×3=17280小时
(1)计算轴承载荷
a)轴承的径向载荷
b)R1=(RAH2+RAV2)1/2=(1346.752+22842)1/2=2419N
R2=(RBH2+RBV2)1/2=(1346.752+230.12)1/2=1293N
c)轴承的轴向载荷
由表18-12得70000AC型轴承的内部轴向力
SA=0.7RA=0.7×2651=1855.7N
SB=0.7RB=0.7×1366=956.2N
外部轴向力Fa=604.5N
SB+Fa=956.2+604.5=1560.7N FA=SA=1855.7NFB=SA-Fa=1251.2N d)轴承1,2的当量载荷 由表70000AC型轴承e=0.68 FA/RA=0.7>0.68FB/RB=0.92>0.68 查表18-11得 X1=0.41Y1=0.87X2=0.41Y2=0.87 当量动载荷P1=0.41×2651+0.87×1855.7=2701.4N P2=0.41×1366+0.87×1251.2=1648.6N e)计算轴承的预期寿命 因两端选择同样尺寸的轴承,PA>PB,以PA代入计算 工作温度正常,查表18-8得fT=1; 中等冲击载荷,查18-9得fF=1.5 查表13-4得7308AC型轴承的径向额定动载荷C=67000N CA=fT×PA/fT(60×n1LH/106)1/∈=1.5×2701.4×(60×360×17280/106)1/3=29175 因为CA 八、键的选择和计算 1.高速轴与V带轮用键联接 a)选用单圆头普通平键(C型) 按轴径d=30mm及轮毂长B3=63mm 查表10-1选C8×56GB/T1096-1979 b)强度校核 键材料用45号钢,V带轮材料为铸铁,查表得许用应力[σ]p=50~60Mpa,键的工作长度l=L-b/2=56-8/2=52mm,k=h/2=7/2=3.5mm 挤压应力σp=2TI103/kld=2*87.0*103/3.5*52*30=31.87mpa≤[σ]p,安全 2.低速轴与齿轮用键链接 a)选用圆头普通平键(A型) 按轴径d=72mm及轮毂长B2=103mm, 查表14-1选键20×90GB/T1096-1979 b)强度校核 键材料用45号钢,齿轮材料为铸铁,查表得许用应力[σ]p=100~120Mpa,键的工作长度l=L-b=90-20=70mm,k=h/2=12/2=6mm 挤压应力σp=2TⅡ103/kld=2*451.0*103/6*70*72=29.8Mpa<[σ]p,安全 3.低速轴与联轴器用键链接 a)选用普通平键(A型) 按轴径d=55mm及联接处长B3=112mm, 查表10-1,选键A14×100GB/T1096-1979 b)强度校核 键材料用45号钢,弹性柱销联轴器材料为铸钢,查表得许用应力[σ]p=100~120Mpa,键的工作长度l=L-b=100-14=86mmk=h/2=9/2=4.5mm 查表取弹性柱销联轴器工作情况系数Ka=1.5 σp=2KaTⅡ103/kld=2*1.5*451*103/4.5*86*55=63.1mpa≤[σ]p,安全 九.联轴器选择 联轴器的计算转矩Tc 查表19-1取工作情况系数Ka=1.5,因前面在计算电动机功率时已考虑功率备用系数1.2 得Tc=KaTⅡ=1.5/1.2×451.0=563.75N*m 根据工作条件选用十字滑块联轴器,查表15-4得弹性柱销联轴器得许用转矩[T]=1250N*m许用转速[n]=4000r/min, 配合轴径d=55m
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- 圆柱齿轮