機械設計課程設計:雙級圓柱齒輪減速器.doc
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計 算 及 說 明結(jié) 果一、設計任務書 1、設計任務設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng),采用兩級圓柱齒輪減速器2、原始數(shù)據(jù) 輸送帶有效拉力 F=4100N 輸送帶工作速度 v=0.7m/s(允許誤差5%) 輸送帶滾筒直徑 d=300mm 減速器設計壽命為10年(設每年工作250天,每天工作16小時)3、工作條件兩班制工作,空載起動,載荷有輕微震動,常溫下連續(xù)(單向)運轉(zhuǎn),工作環(huán)境多塵,電壓三相交流電源為380/220V的。二、傳動系統(tǒng)方案擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示:帶式輸送機由電動機驅(qū)動,電動機1通過帶傳動2將動力傳輸?shù)綔p速器中通過聯(lián)軸4輸出到鼓輪5上的輸送帶6三、電動機的選擇 1、電動機容量的選擇由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率Pw= = 4.2 kw 設: 4w 輸送機滾筒軸(5軸)效率至輸送帶間的傳動效率; 4w =輸送機滾筒軸(cy=0.96)一對滾動軸承效率(b=0.99);0101=聯(lián)軸器效率(c =0.99);(p19,查表3-1)1212 = 閉式圓柱齒輪傳動效率(g=0.97)一對滾動軸承效率b=0.99;2312 = 閉式圓柱齒輪傳動效率(g=0.97)一對滾動軸承效率(b=0.99);34聯(lián)軸器效率(c =0.99)一對滾動軸承效率(b=0.99);則:總=011223344w =0.990.990.970.990.970.990.990.990.96 =0.8504Pr=4.939 kw取電動機額定功率 Pm=5.5kw2、電動機轉(zhuǎn)速的選擇輸送機滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速 n=54.60r/min 由于整個傳動系統(tǒng)采用二級減速,因此總傳動比不易過大,所以選擇同步轉(zhuǎn)速ns=750r/min的電動機為宜。3、電動機型號的確定根據(jù)工作條件:單向運轉(zhuǎn)、兩班制連續(xù)工作,工作機所需電動機功率Pr=4.939kw等,選用Y型系列三相異步電動機,臥式封閉結(jié)構(gòu),型號為Y160M28,其主要數(shù)據(jù)如下:電動機額定功率Pm=5.5kw電動機滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min電動機軸伸直徑D=42mm(p24,查表3-3)電動機軸伸長度E=110mm電動機中心高H=160mm四、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比i=13.19由系統(tǒng)方案知i01=1;i34=1取高速傳動比i12=4.14低速傳動比i23=3.19傳動系統(tǒng)各傳動比分別為:i01=1,i12=4.14,i23=3.19,i34=1五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算0軸(電動機軸):n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550=62.89Nm1軸(減速器高速軸):n1= =750r/minp1=p001=4.940.99=4.89kwT1=T0i0101=62.8910.99=62.26Nm 2軸(減速器中間軸):n2= =173.89r/minP2=p112=4.890.9603=4.70kwT2=T1i1212=62.264.140.9603=247.52Nm3軸(減速器低速軸): n3= =54.60r/minp3=p223=4.700.9603=4.51kwT3=T2i2323=247.523.190.9603=758.24Nm 4軸(滾筒軸)n4= =54.60r/minp4=p334=4.510.9801=4.42kwT4=T3i3434=758.2410.9801=743.15Nm上述計算結(jié)果和傳動比效率匯總?cè)缦拢狠S 號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42轉(zhuǎn)矩T(Nm)62.8962.26247.52758.24743.15兩軸連接件、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i14.143.191傳動效率0990.96030.96030.9801六、減速器傳動零件的設計計算1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=230250 大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=190210 (2)確定許用彎曲應力: 彎曲疲勞極限應力 由圖13-9c 小齒輪Flim1=250MPa 大齒輪Flim2=220MPa 壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) NF1=60 jHn1t=8.64108 NF2=60 jHn2t =2.09108 由圖13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 應力修正系數(shù) 由標準規(guī)定, Yst=2最小安全系數(shù) 由表13-4,按一般可靠度 SFlim=1.25許用彎曲應力 由試(13-8) F2=327.36MPa F1 F2, F= F2=327.36MPa(3)許用接觸應力計算 由機械設計圖1313(以下所用依據(jù)均為機械設計課本中的圖表)得: 兩齒輪接觸疲勞極限應力為小齒輪Hlim1=580MPa 大齒輪Hlim2=550MPa 應力循環(huán)次數(shù) NH1=601720525016=8.64108NH2=60jHn1t= 601173.89250516=2.09108由圖1314得 ZN1=0.92 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系數(shù) 失效概率低于1/100, SHmin=1則需用接觸應力為: H1= =533.6MPa H2= =528MPaH1 H2, H = H2 = 528MPa(4)按齒面接觸應力強度確定中心距載荷系數(shù) 設齒輪按8級精度制造由表132,取K=1.2齒寬系數(shù) 齒輪相對于軸承非對稱布置 由表136 ,軟齒面取 d=0.9由式1315,a= 0.35彈性系數(shù) 由表135 , ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)初設螺旋角=12 由圖1312 ,ZH=2.46重合度系數(shù)取Z1=22 ,Z2=iZ1=224.14 = 91.08 ,取Z2=91i=u=4.1363(誤差0.1%5%,在5%允許范圍內(nèi))端面重合度由式1319 =1.66 得: = 1.66 ,Y= 1.49由式1324 , Z= =0.776螺旋角系數(shù)由式1325 ,Z=0.989設計中心距由式1313,a(u1)=(4.14+1) =101.19mmmn=取mn=2mm重求中心距a = =115.52mm圓整中心距,取a = 118mm調(diào)整= cos-1=cos-1=16.738 (5)確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù): z1=22, z2=91 ;模數(shù): mn=2mm確定實際齒數(shù)比:分度圓直徑:d1=45.950mmd2=190.052mm確定齒寬:b=b2=aa=1180.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm (6)驗算齒輪彎曲強度 由表134 、 式138 得 同理可得:F2=327.36 MPa 當量齒數(shù)zv1=25.05(按25查表)zv2=103.36(按150查表) 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa由表133 ,YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 重合度系數(shù)Y由式1319 =1.62 螺旋角系數(shù)查圖1317 , 取Y= 0.88 校核彎曲強度F1 = =59.88MPa F1 同理,F(xiàn)2 = 64.803 MPa F2 兩齒輪彎曲強度足夠 2、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 (1)確定第二級齒輪相關系數(shù) 根據(jù)第一級齒輪相關系數(shù)算出二級齒輪相應的要求參數(shù):n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/minn3=174.08/3.188=54.60 r/min(2)選擇齒輪材料及熱處理方法 小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=230250 大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理 HBS=190210(3)確定許用彎曲應力: 彎曲疲勞極限應力 由圖13-9c 小齒輪Flim1=250MPa 大齒輪Flim2=220MPa 壽命系數(shù) 應力循環(huán)次數(shù) NF1=601174.08525016=2.08108 NF2=0.65108 由圖13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 應力修正系數(shù) Yst=2最小安全系數(shù) 由表13-4,按一般可靠度 SFlim=1.25許用彎曲應力 由試(13-8) F2=330.8MPa(4)許用接觸應力計算 由機械設計圖1313(以下所用依據(jù)均為機械設計課本中的圖表)得: 兩齒輪接觸疲勞極限應力為:小齒輪Hlim1=580MP 大齒輪Hlim2=550MPa 應力循環(huán)次數(shù) NH1=60174.08250516=2.08108 NH2=60154.60525016=0.65108由圖1314得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系數(shù) SHmin=1則需用接觸應力為: H1= =545.2MPa H2= =528MPaH1 H2H = H2 = 528MPa(5)按齒面接觸應力強度確定中心距載荷系數(shù)由表132,取K=1.2齒寬系數(shù) 由表136 ,軟齒面取 d=0.9由式1315,a= 0.43彈性系數(shù) 由表135 , ZE=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)初設螺旋角=12 由圖1312 ,ZH=2.46重合度系數(shù)取Z1=28 ,Z2=iZ1=283.188 = 89.26 ,取Z2=89i=u=3.178(誤差小于5%)端面重合度,由式(13-19) =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系數(shù)由式1325 ,Z=0.989設計中心距由式1313,a(u1)=(3.188+1)=141.16mmmn=2.35 取mn=2.5mm重求中心距a = =149.5mm圓整中心距,取a = 150mm調(diào)整= cos-1=cos-1=12.838 (6)確定齒輪參數(shù)與尺寸 齒數(shù): z1=28, z2=89;模數(shù): mn=2.5mm實際齒數(shù)比:確定分度圓直徑:d1=71.794mmd2=228.205mm確定齒寬:b=b2=aa=1500.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm (7)驗算齒輪彎曲強度 由表134 、 式138 得 F1=372MPa F2=330.8 MPa 當量齒數(shù)zv1=30.20 (按30查表)zv2=96.02 (按100查表) 齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa由表133 ,YFa1=2.53 YSa1=1.636 YFa2=2.18 YSa2=1.79 重合度系數(shù)Y由式1319,Y=0.607 =1.686 螺旋角系數(shù)查圖1317 , 取Y= 0.89 校核彎曲強度F1 = =62.999MPa F1 同理計算得:F2 S1則: A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N 與拭去的誤差較小 與拭去的誤差較大 反取e1、e2由表可知:利用線性插值法,可利用(0.058,0.087),(0.43,0.46)算出e1,即,得:e1=0.43S1=e1R1=1009.9N 利用線性插值法,可利用(0.029,0.058),(0.40,0.43)算出e2,即,得:e2=0.41S2=e2R2=1510.4N得:Fx+S2S1則: A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N再驗證 這與假定e1、e2時對應的,已經(jīng)很接近,既可作為試算的結(jié)果。 c 計算軸承的當量動載荷1)軸承1=0.43,,則可知X1=,0.44,Y1=1.30。即:P1= fP(X1R1+Y1A1)=1.2(0.442348.66+1.302757.7)=5542.1N2)軸承2,可知X2=1,Y2=0,即:P2=fPR2=1.23683.96=4420.8N可得:P1P2即可按P=P1=5542.1N計算d 計算軸承壽命應用公式 =45.77年5/年即可安全使用。7310c軸承:D=110mm,d=50mm,B=27mm根據(jù)相同的方法選定高速軸和中間軸上的軸承型號分別為:7307c軸承:D=80mm,d=35mm, B=21mm 7306c軸承:D=72mm,d=30mm, B=19mm九、鍵連接和聯(lián)軸器的選擇(1)高速軸(1軸)上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計算結(jié)果知:高速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=49.4119Nm,工作轉(zhuǎn)速n=720r/min。查表181,工作情況系數(shù),取K=1.4。計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.449.4119=69.177Nm查表附表F-2查得:高速輸入軸(與電動機相連的一邊)選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5聯(lián)軸器GB 432384,d=32mm,l=82mm許用轉(zhuǎn)矩T=250Nm,許用轉(zhuǎn)速n=3800r/min。因TcT,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。低速軸聯(lián)軸器選用TL7GB 432384 許用轉(zhuǎn)矩T=500Nm,許用轉(zhuǎn)速n=3600r/min因TcT,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵,d=32mm查表1516,初選 108GB109679:b=10mm,h=8mm,L=70mmp=12.868Mpa p強度足夠。(2)中間軸(2軸)上的鍵連接選擇小齒輪選A型普通平鍵,d=42mm查表1516,初選128 GB109679:b=12mm,h=8mm,L=33mmp=70.875Mpa p強度足夠。大齒輪選A型普通平鍵,d=42mm查表1516,初選128GB109679:b=12mm,h=8mm,L=60mmp=49.117 p強度足夠。(3)低速軸(3軸)上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇 由前面計算結(jié)果知:低速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=600.9271Nm,工作轉(zhuǎn)n=54.5955r/min。查表181,工作情況系數(shù),取K=1.4。計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298Nm查表,選用HL彈性柱銷聯(lián)軸器HL4聯(lián)軸器GB 584386,d=40mm,l=84mm。許用轉(zhuǎn)矩T=1250Nm,許用轉(zhuǎn)速n=4000r/min。因TcT,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵,d=40mm查表1516,初選108 GB109679:b=10mm,h=8mm,L=84mmp=0.1Mpa p強度足夠。Pw=4.2 kw總=0.8504Pr=4.939 kwPm=5.5 kwns=750r/minY160M28i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91NMn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41Nmn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47Nmn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.93Nmn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12NmHBS=230250HBS=190210NF1=8.64108 NF2=2.09108YN1=0.9 YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25F1=360MPaF2=327.36MPaNH1=8108NH2=2.09108ZN1=0.92 ZN2=0.96SHmin=1H1 =533.6MPaH2= 528MPaH=528MPaK=1.2d=0.9a= 0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Z=0.776Z=0.989mn=2mma =118mm=16.738 d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmF1 =360 MPaF2=327.36 MPaYFa1=2.62 YSa1=1.59YFa2=2.14 YSa2=1.83Y=0.713Y= 0.88F1=59.88MPa F1HBS=230250HBS=190210NF1=2.08108 NF2=0.65108YN1=0.93 YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25F1=372MPaF2=330.8MPaHlim1=580MPaHlim2=550MPaNH1=2.08108NH2=0.65108ZN1=0.94 ZN2=0.96SHmin=1H1 =535.2MPaH2= 528 MPaH=528 MPaK=1.2d=0.9a= 0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89 =1.69 =1.49Z=0.769Z=0.989 a =150mm=12.838mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18YSa2=1.79Y=0.695F1=62.999MPa F1F2 10mm箱體外壁至軸承座端面距離KK=c1+c2+(58)40剖分面至底面高度HH(11.2)a156mm十一、減速器附件的設計1、 窺視孔及窺視孔蓋由于減速器屬于中小型,查表確定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通氣器選用簡單式通氣器參照機械設計 課程設計表6-4,選用M271.5型通氣器設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出,查表確定尺寸如下:D115b8B30h122h12b16H45D332H132D418a6L324孔數(shù)6K10D2363、凸緣式軸承端蓋用來封閉軸承座孔,固定軸系部件的軸向位置,現(xiàn)確定尺寸如下:以下依次為低速軸,中間軸,高速軸的軸承端蓋d0=d3+1mm=10mm軸承外徑(D)螺栓直徑(d3)螺栓數(shù)目(n)D0=D+2.5d3=135mmD2=D0+2.5d3=160mme=1.2d3=13.3114=e1em由結(jié)構(gòu)確定D4=D-(1015)mm=100mmb1 ,d1由密封尺寸確定110mmM106d0=d3+1mm=9mm72mmM84D0=D+2.5d3=92mmD2=D0+2.5d3=112mme=1.2d3=9.610=e1em由結(jié)構(gòu)確定D4=D-(1015)mm=62mmb1 ,d1由密封尺寸確定d0=d3+1mm=9mm80mmM84D0=D+2.5d3=100mmD2=D0+2.5d3=120mme=1.2d3=9.610=e1em由結(jié)構(gòu)確定D4=D-(1015)mm=70mmb1 ,d1由密封尺寸確定4、定位銷為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度,需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=6mm。 5、起箱螺釘 為便于開啟箱蓋,在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘,螺釘螺紋段要高出凸緣厚度,螺釘端部做成圓柱形。 6、油標 指示減速箱內(nèi)油面的高度,本處選用桿式油標,尺寸如下: dd1d2d3habcDD1M12412628106420167、放油孔及放油螺塞 排放減速箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部,尺寸如下:dD0LlaDSD1d1HM161.5262312319.61716.151728、起吊裝置 便于減速器的搬運,選用吊環(huán),尺寸如下RHd7.52020十二、潤滑與密封由于該減速器是一般齒輪減速器,故采用油潤滑。輸入軸和輸出軸的外伸處,為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕,要求設置密封裝置,所以采用毛氈圈油封,即在軸承蓋上開出梯形槽,將毛氈按標準制成環(huán)形,放置在梯形槽中以與軸密合接觸;或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封,然后用另一個零件壓在氈圈油封上,以調(diào)整毛氈密封效果,它的結(jié)構(gòu)簡單,所以用氈圈密封。 十三、設計小結(jié) 過三周的實踐設計,讓我受益良多。親身體會了設計的每一個過程從從參數(shù)的計算零件型號材料的選擇零件的強度的校核等各個方面。通過此次課程設計讓我深切的體會到設計了樂趣和困難。通過此次設計也暴露出我自身許多問題。首先,知識還沒有學扎實比如在選擇一些零件和設計軸的時候有些問題沒有考慮進去導致設計的不合理,類似此類的問題還很多。其次,設計粗心大意有些小細節(jié)沒有充分考慮到,最明顯的是畫圖的時候沒把有些小細節(jié)考慮進來導致不停地改圖。 設計的這三周我過的很充實,也就是因為這份充實讓我深深愛上機械設計這個行業(yè)。自己也立志要學好這門課。設計必須抱有嚴謹?shù)膽B(tài)度,這種態(tài)度必須從每一個小的細節(jié)做起,細節(jié)決定成敗。我們在學校的知識還不足,應該努力從各個方面拓寬知識面。我相信通過自己的努力一定會有所成。在次感謝各位老師對我耐心的指導。十四、參考資料機械原理及機械設計主編:諸文俊 鐘發(fā)祥西北大學出版社機械設計課程設計主編:任金泉 西安交通大學出版社- 配套講稿:
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