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机械设计说明书
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
单级圆柱齿轮减速器
方案设计步骤:
一、定出传动装置的总体设计方案………………………...3
二、选择电动机……………………………………………...3
三、计算传动装置的运动和动力参数……………………...5
四、传动零件(V带传动、齿轮传动)的设计计算………6
五、轴的结构设计、强度校核……………………………...11
六、轴承的选择计算、润滑与密封及键、联轴器的选择..18
计算
结果
一、总体设计方案
第7组
原始数据:
滚筒圆周力F=1200N;
带速V=2.0m/s;
滚筒直径D=400mm;
滚筒长度L=500mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η3轴承×η联轴器×η滚筒×η齿轮
=0.96×0.983×0.99×0.96×0.97
=0.833
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1200×2/1000×0.833
=2.881KW
3、电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×400
=95.541r/min
I(v带)=2~4,i(齿轮)=3~5
所以,n筒=573~1911r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M1-6。
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。
质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=960/95.54=10.05
2、分配各级伟动比
(1)齿轮i齿轮=5(单级减速器i=3~6合理)
(2)∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=10.05/5=2.01
3、各轴转速(r/min)
nI=n电机=960r/min
n=nI/i带=960/2.01=477.61(r/min)
n=n/i齿轮=477.61/5=95.522(r/min)
4、计算各轴的功率(KW)
P=P工作=2.881KW
P=P×η带=2.881×0.96=2.7658KW
P=P×η轴承×η齿轮=2.6291KW
5、计算各轴扭矩(N·mm)
T=9.55×106P/n=9.55×106×2.881/960
=28660N·mm
T=9.55×106P/n
=9.55×106×2.7658/477.61
=55303N·mm
T=9.55×106P/n=9.55×106×2.6291/95.522
=262849N·mm
四、传动零件(V带传动、齿轮传动)的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
选取Ι类机,载荷变动小的:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×2.881=3.4572KW
小轮转速最大为960r/min
选用A型V带,小带轮的基准直径范围为80~100mm
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
取dd1=100mm>dmin=75mm
dd2=n1/n2·dd1=960/477.61×100=201mm
取dd2=200mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=477.61-480/477.61
=-0.005<0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得
1.55(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.55(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有:
165mm≤a0≤600mm
初选中心距a0=300
L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=1079.57mm
取Ld=1120mm
a≈a0+Ld-L0/2=320.215mm
中心距的范围变动为(a-0.015Ld)~(a+0.03Ld)即303.415~353.815
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=162.10>1200(适用)
(5)确定带的根数
P0=0.95KW
△P0=0.11KW
Kα=0.95
KL=0.91
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.4572/(0.95+0.11)×0.95×0.91
=3.773
所以Z=4
(6)计算轴上压力
q=0.10kg/m
单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=114.67N
(7)计算压轴力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×114.67sin162.10/2
=906.19N
(8)计算带宽
f=10e=15
带宽B=(Z-1)×e+2f=65mm
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS
(2)按齿面接触疲劳强度设计
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.7658/477.61
=5.53×104N·mm
载荷平稳,K=1,单级减速器中,齿轮相对轴承对称布置,齿宽系数选取φd=1
σHlimZ1=700MpaσHlimZ2=600Mpa
选取安全系数SH=1.1
[σH]1=σHlim1/SH=700/1.1Mpa
=636Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=600/1.1Mpa
=545Mpa
u=5
取两者较小值代入设计
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=51.88mm
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差:
i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用
齿数比:
u=i0=6
模数:
m=d1/Z1=51.88/20=2.594mm
取标准模数:
m=3mm
分度圆直径:
d1=mZ1=3×20mm=60mm
d2=mZ2=3×100mm=300mm
中心距:
a=0.5(d1+d2)=180mm
齿宽:
b=φdd1=1×60mm=60mm
为了补偿安装误差,通常使小齿轮齿宽略大些
取b1=65mmb1=60mm
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
①许用齿根应力
极限应力σFlim1=450MPaσFlim2=600MPa
安全系数SF=1.4
[σF]1=σFlim1/SF=321MPa
[σF]2=σFlim2/SF=428.6MPa
②验算齿根弯曲应力
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.18YSa2=1.79
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=44.44MPa<[σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa2YSa2
=55.9MPa<[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(3)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×60×477.61/60×1000
=1.5m/s
所以选用9级精度
五、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
取c=115
d≥115(2.6562/477.61)1/3mm=20.37mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=20.37×(1+5%)mm=21.39mm
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
(3)确定轴各段直径和长度
∵h=1~4mm,h取2.5mm
第一段:
d1=22mm长度取L1=B=65
第二段:
d2=d1+10=32mm
d3=d2+2h=37mm,所以轴承采用6208,内径为40mm,宽度为18mm
又∵dn=27×477.61=12895.47<(1.5~2)×105
∴采用润滑脂润滑,所以Δ3=8~12,取Δ3=10
螺栓直径M8,所以C1=13,C2=11
l1=δ+C1+C2+(8~12)=8+13+11+10=42mm
轴承盖宽1.2d=1.2*8=9.6mm
∴L2=l1-Δ3-B+1.2d+(15~20)
=42-10-18+9.6+17=40.6mm
第三段:
d3=d2+2h=37mm
Δ2>0.02a+1,取Δ2=10mm
L3=Δ2+Δ3+B=10+10+18=38mm
第四段:
d4=d3+2h=42mm
L4=65-3=62mm
第五段:
d5=d4+10=52mm
L5=10mm
第六段:
d6=d3=37mm
L6=L3=38mm
(3)按弯矩复合强度计算
轴承支承跨距为L=L3+L4+L5+L6–B
=38+57+10+38-18=125mm
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T2=5.53×104N·mm
③求圆周力:
Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=55300×2/50=2212N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft·tanα=2212×tan200=805N
(5)绘制轴受力简图(如图a)
(6)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=402.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=1106N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=402.5×125/2=25.156N·mm
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1106×125/2=69.125N·mm
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(25.1562+69.1252)1/2=73.56N·mm
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=5.53×104N·mm
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[73.562+(1×5.53×104)2]1/2=5.53×104N·mm
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=5.53×104/0.1×4
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