范文一:一级减速器箱体结构分析(09316101)
一级圆柱减速器箱体,箱座结构分析
(093161第一组)
箱体是一个重要零件,它用来支撑和固定轴系零件,保证传动零件的正确啮合,使箱体内零件具有良好的润滑和密封,减速器箱体大都采用铸铁(HT200或HT250)铸造而成,铸造箱体刚性好易切割,并可得到复杂外形。
本次研究箱体采用了部分式箱体结构。部分面常与轴线平面重合,有水平和倾斜两种,一般减速器只有一个水平剖分面。对于小型减速齿轮或蜗杆减速器,为使结构紧凑保证轴承与孔座的配合性质,常采用整体式但拆装调整不方便,箱体应有足够的刚度。
箱体各部位挤附属零件的名称和作用:
1. 窥视孔和窥视孔盖
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面
接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况,润滑油也有次注入机体内。
窥视孔上有盖板,以防止污垢进入箱体内,和润滑油飞溅出来。
2. 放油螺塞
减速器底部没有放油孔,用于排出油污,注油前用螺塞堵住。
3. 油标
油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量,油标有各种结构类
型,有的已定为国标。
4. 通气器
减速器运转时由于摩擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致
润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热气体自由逸出,达到机体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性。
5. 启盖螺钉
机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封密胶,连接后接合较紧,不易分开。为了便于取下机盖,在机盖凸缘上装有一至二个启盖螺钉,在启盖时可以先拧动此螺钉顶起机盖。
6. 定位销
为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓连接后,镗孔之前装上两个定位销,销孔位置尽量靠远。
7. 吊钩
在机盖上装有吊钩,用以搬运或拆卸机盖。
8. 密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油或污垢进入机体内,密封件多位标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用。
总结:箱体采用分离式,分箱座,箱盖,二者采用螺栓连接,为保证箱体上安装轴承和端盖的孔的正确形状,两个零件的孔是合在一起加工的,装配时它们之间采用推销定位,销孔钻成通孔,便于拔销。箱座下为油池,内装有机油,供齿轮润滑。齿轮和轴承采用非润滑方式,油面高度通过油面观察结构观察,通气塞为排放箱内的挥发气体。拆去小盖可视察齿轮磨损情况或油污多少。油池底部有
斜度,放油螺塞用于清洗放油孔,齐螺孔应低于油池底面,以便放尽机油,箱体前后对称,两啮合齿轮安置在该对称面上,轴承和端盖对称分布在齿轮两侧,箱体的两边有四个成钩状的加强肋板,作用为起吊运输。
范文二:一级圆柱减速器
课 程 设 计 课题名称
系 别
专 业
班 级
姓 名
学 号
指导老师
完成日期
目录
第一章 绪论
第二章 概述
2.1 课题题目
2.2 主要技术参数说明
2.3 传动系统工作条件
第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构
3.2 电动机选择
3.3 传动比分配
3.4 动力运动参数计算
第四章 齿轮的设计计算 (包括小齿轮和大齿轮 ) 4.1 齿轮材料和热处理的选择
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
4.3 齿轮的结构设计
第五章 轴的设计计算 (从动轴 )
5.1 轴的材料和热处理的选择
5.2 轴几何尺寸的设计计算
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
5.2.2 轴的结构设计
5.2.3 轴的强度校核
第六章 轴承、键和联轴器的选择
6.1 轴承的选择及校核
6.2 键的选择计算及校核
6.3 联轴器的选择
第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构 尺寸的计算
7.1 润滑的选择确定
7.2 密封的选择确定
7.3减速器附件的选择确定
7.4箱体主要结构尺寸计算
第八章 总结
参考文献
减速器立体图
一、绪 论
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基 础》 、 《机械制图》 、 《工程力学》 、 《公差与互换性》等多门课程知识,并运用《 AUTOCAD 》 软件进行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节 , 也是一次全面的、 规范的实践训练。 通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面:
(1)培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课 程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了 相关机械设计方面的知识。
(2)通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设 计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创 新能力。
(3)另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计 算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
二、课题题目及主要技术参数说明
课题题目
一级圆柱齿轮减速器 主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力 F=1150N, 输送带的工作速度 V=1.6 m/s, 输送机滚筒直径 D=260 mm。 小齿轮材料为 45钢调质处理, 大齿轮材料为 ZG310-570正火, p=4KW,n1=720n/min, m=4mm, z1=25, z2=73, b1=84, b2=78,单向传动,载荷中有冲击。 传动系统工作条件
带式输送机在常温下连续工作、 单向运转; 空载起动, 工作载荷较平稳; 两班制 (每 班工作 8小时) ,要求减速器设计寿命为 8年,大修期为 3年,中批量生产;三相交流电源 的电压为 380/220V。
三、减速器结构选择及相关性能参数计算
减速器结构
本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。 电动机选择
工作机的功率 w P =FV/1000=1150×1.6/1000=1.84kw
总效率 总 η=带 η齿轮 η联轴器 η滚筒 η2
轴承 η=2
0.960.980.990.960.990.876????=
所需电动机功率 ) (2.1001.84/0.876
/KW P P w d ===总 η查
《机械零件设计手册》 得 P ed = 4 kw电动机选用 Y112M-4 n 满 = 1420 r/min 传动比分配
工作机的转速 n=60×1000v/(πD ) =60×1000×1.6/(3.14×260) =117.589r/min min)
/(076. 12589. 117/1420/r n n i ===满 总 取
3
=带 i 则
4.02512.076/3
/===带 总 齿 i i i
动力运动参数计算
转速 0n =满 n =1420(r/min)
I
n =
0n /带 i =满 n /带 i =1420/3=473.333(r/min)
II n =I n /齿
i =473.333/4.025=117.589(r/min) , III n =II n =117.589(r/min)
功率 P ) (612. 10kw P P d == ) (1.9740.942.10001kw P P =?==带 η ) (1.9160.990.981.97412kw P P =??==轴承 齿轮 ηη ) (1.8750.990.99916. 123kw P P =??==轴承 联轴器 ηη 转矩 T 2.100/1420
9550/9550000?==n P T =14.126(N ﹒ m)
) (40.68430.9614.12601m N i T T ?=??==带 带 η 025
. 40.990.98684. 4012???==齿 轴承 齿轮 i T T ηη=
158.872(N
﹒
m)
,
10.990.99872. 15823???==齿带 轴承 联轴器 i T T ηη = 155.710(N ﹒ m )
将上述数据列表如下:
四、齿轮的设计计算
齿轮材料和热处理的选择
小齿轮选用 43号钢,调质处理, HB =236大齿轮选用 45号钢,正火处理, HB =190
齿轮几何尺寸的设计计算
1.按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
由《机械零件设计手册》查得 a H a H MP MP 530, 5802lim 1lim ==σσ,S Hlim = 1
1, 200, 215lim 2lim 1lim ===F a F a F S MP MP σσ, 025. 4589. 117/333. 473/21===n n μ
由《机械零件设计手册》查得 Z N1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 []a H N H H MP S Z 5801
1580lim
1
1
lim 1
=?=
=σ
σ
[]a
H N H H MP S Z 5301
1530lim
2
2
lim 2=?=
=σ
σ[]a
F N F F MP S Y 2441
1
. 1215lim
1
1
lim 1=?=
=
σ
σ,
[]a F N F F MP S Y 2041
1
. 1200lim
2
2
lim 2=?=
=
σ
σ
小齿轮的 ) (42.3793771.974/473.9550/9550111m N n P T ?=?==
选载荷系数 K 由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称 布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得,取 K =1.1 计算尺数比 μ=4.025 选择齿宽系数 d
ψ根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。 查《机械原理与机械零件》教 材中表得,取 d
ψ
=1
计算小齿轮分度圆直径 1d
1d =766
u u KT H d I 2
2
3
][)
1(σψ+=766025
. 45301)
1025. 4(684. 401. 12
3
??+?? = 44.714( mm)
确定齿轮模数 m
()()()mm d a 343. 1124.025
12
44.712
1=+
=
+=
μ
m =(0.007~0.02)a = (0.007~0.02) ×185.871取 m=4 确定齿轮的齿数 1Z 和 2z 取 Z 1 = 25取 Z 2 = 96 实际齿数比 424
961
2'
==
=
Z Z μ齿数比相对误差 006. 0'
=-=
?μ
μμμ
Δμ<±2.5% 允许="">±2.5%>
d1=Mz1=4*25=100d2=MZ2=4*96=384中心距 a=(a1+a2) /2=242mm
齿轮宽度 ) (4848112mm d B d =?==ψ B 1 = B2 + (5~10) = 53~58(mm)取 B 1 =57 (mm)
计算圆周转速 v 并选择齿轮精度 ()s m n d v /189. 11000
60333
. 4734814. 31000
601
1=???=
?=π
查表应取齿轮等级为 9级,但根据设计要求齿轮的精度等级为 7级。
2. 齿轮弯曲强度校核
两齿轮的许用弯曲应力 []a F MP 2441=σ []a F MP 2042=σ 计算两齿轮齿根的弯曲应力
由 《 机 械 零 件 设 计 手 册 》 得 1F Y =2.63, 2F Y =2.19比 较 []F F Y σ/的 值
1F Y /[1F σ]=2.63/244=0.0108>2F Y /[2
F σ
]=2.19/204=0.0107
计 算 大 齿 轮 齿 根 弯 曲 应 力 为 22
36663
. 2741. 101200020002
2
2
21
11
????=
=Z m B Y KT F F σ
[]1) (952. 40F MPa σ<=>=>
3.齿轮几何尺寸确定
齿顶圆直径 a d 由《机械零件设计手册》得 h *
a =1 c *
= 0.25 (
)
) (542) 1224(221111mm m h Z h d d a a a =??+=+=+=*
(
)
) (1962) 1296(222222mm m h Z h d d a a a =??+=+=+=*
齿 距 P = 2×3.14=6.28(mm), 齿 根 高 ()) (5. 2mm m c h h a f =+=**, 齿 顶 高
) (221mm m h
h a
a =?==*齿根圆直径 f
d
, ) (435. 2248211
mm h d d
f f =?-=-=
) (1875. 22192222
mm h d d
f f =?-=-=
齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下: 轴 孔 直 径 d=φ50) (mm , 轮 毂 直 径 1D =1.6d=1.6×50=80) (mm , 轮 毂 长 度 ) (662mm B L ==, 轮 缘 厚 度 δ
= (3~4)m = 6~8(mm) 取 0δ=8, 轮 缘 内 径
2D =2a d -2h-20
δ
=196-2×4.5-2×8= 171(mm), 取 D 2 = 170(mm) , 腹 板 厚 度 c=0.3
2
B =0.3×
48=14.4,
取
c=15(mm)
, 腹 板 中 心 孔 直 径
0D =0.5(1D +2D )=0.5(170+80)=125(mm), 腹板孔直径 0
d =0.25(2D -1D ) =0.25(170-80)
=22.5(mm),取 0d =20(mm),齿轮倒角 n=0.5m=0.5×2=1
齿轮工作如图所示:
五、轴的设计计算
轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得 选 45号钢,调质处理, HB217~255
b σ=650MPa s σ=360MPa 1-σ=280MPa
轴几何尺寸的设计计算
1. 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
从动轴 2d =c
2
23
n P =115
587
. 117955. 13
=29.35
考虑键槽 2d =29.35×1.05=30.82 选取标准直径 2d =32()mm
2. 轴的结构设计
根据轴上零件的定位、 装拆方便的需要, 同时考虑到强度的原则, 主动轴和从动轴均设计为 阶梯轴。
3. 轴的强度校核
从动轴的强度校核
圆周力 t F =2
2
2000d T =2000×158.872/192=1654.92
径向力 r F =t F tan=1654.92×tan20°=602.34
由于为直齿轮,轴向力 a F =0 , L=110m作从动轴受力简图:
从 动 轴
水 平 垂 直 合 力 弯 扭 矩
危 险 当 量 从 动 轴 受 力 简 图
HA R =HB R =0.5t F =0.5×1654.92=827.46) (N
HC
M
=0.5HA R L=827.46×110×0.5/1000=51.72) (m N ?
VA R =VB R =0.5r F =0.5×602.34 =301.17) (m N ?
VC M =0.5VA R L=501.17×110×0.5/1000=36.4) (m N ?
转矩 T=158.872) (m N ?
C
M
=2
2VC
HC
M M
+=2
282. 1872. 51+=55.04) (m N ?
e M =
()22aT M
C
+=()2
2
872. 1586. 004
. 55?+=118.42) (m N ?
由图表查得, []b 1-σ=55MPa
d ≥ 10
b
e M 13
1. 0-σ
=10
55
*1. 042. 1183
=29.21(mm)
考虑键槽 d=29.21mm < 45mm则强度足够="">
L=125mm
R VA =RVB =Fr /2=374.5/2=187.25N.m
M VC =RVA *L/2=187.25*125/2*1000=11.7N.m R HA =RHB =FT /2=1029/2=514.5N
M HC =RHA *L/2=514.5*125/2*1000=32.16N.m
扭矩 T=Ft *d2/2=1029*292/2*1000=150.234N.m 校核 M c =(M HC 2+MVC 2) 1/2=34.2N.m M e =[M2c +(aT) 2]1/2=96.4N.m 其中 a=【 σ-1b 】 /【 σ0b 】 =0.6 查表得【 σ-1b 】 =60Mpa
d ≥ (Me / 0.1*【 σ-1b 】 ) 1/3=25.23mm
六、轴承、键和联轴器的选择
轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力, 故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查 《机 械零件设计手册》选择 6207 2个(GB/T276-1993)从动轴承 6209 2个
(GB/T276-1993)
寿命计划:两轴承受纯径向载荷 P=r F =602.34 X=1 Y=0
从动轴轴承寿命:深沟球轴承 6209,基本额定功负荷 r C =25.6KN t f =1 δ=3
h L 10=δ
??? ??P C f n r t 26
6010
=3
6
34. 602100016. 25589. 1176010??
?
?????=10881201
预期寿命为:8年,两班制 L=8×300×16=38400
键的选择计算及校核
(一)从动轴外伸端 d=42,考虑键在轴中部安装故选键 10×40 GB/T1096— 2003, b=16, L=50, h=10,选 45号钢,其许用挤压力 []p
σ
=100MPa
p σ=
l
h F t `
=
hld
T I
4000=
32
308872. 1584000???=82.75<>
σ
则强度足够,合格
(二)与齿轮联接处 d=50mm,考虑键槽在轴中部安装,故同一方位母线上,选键 14
×52 GB/T1096— 2003, b=10mm, L=45mm, h=8mm,选 45号钢,其许用挤 压应力 []p
σ
=100MPa
p σ=
l
h F t `
=
hld
T I
4000=
50
358872. 1584000???=45.392<>
σ
则强度足够,合格
七、 润滑、 密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算
润滑方式
1. 齿轮 V=1.2<12 m/s="" 应用喷油润滑,但考虑成本及需要,选用浸油润滑="">12>
3. 齿轮润滑选用 150号机械油,最低~最高油面距 10~20mm , 需油量为 1.5L 左右
4. 轴承润滑选用 2L — 3型润滑脂,用油量为轴承间隙的 1/3~1/2为宜
密封形式
1. 箱座与箱盖凸缘接合面的密封:选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
2. 观察孔和油孔等处接合面的密封:在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行 密封
3. 轴承孔的密封:闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
轴的外伸端与透盖的间隙,由于 V<3(m )="" ,故选用半粗羊毛毡加以密封="" 4.="">3(m>
减速器附件的选择确定
列表说明如下 :
箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚 δ=10mm 箱座凸缘厚度 b=1.5 ,δ=15mm
箱盖厚度 1δ=8mm 箱盖凸缘厚度 1b =1.5 ,1δ=12mm
箱底座凸缘厚度 2b =2.5 ,δ=25mm ,轴承旁凸台高度 h=45,凸台半径 R=20mm 齿轮轴端面与内机壁距离 1l =18mm 大齿轮顶与内机壁距离 1?=12mm 小齿端面到内机壁距离 2?=15mm
上下机体筋板厚度 1m =6.8mm , 2m =8.5mm 主动轴承端盖外径 1D =105mm 从动轴承端盖外径 2D =130mm 地脚螺栓 M16,数量 6根
八、总结
通过本次毕业设计,使自己对所学的各门课程进一步加深了理解,对于各方面知识之 间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距 离,在今后还需要继续学习和实践。
本次设计是本人初次尝试,有许多不足之处。尤其是对篇幅的把握有相当的不足,而 求课程设计要求环环相扣, 逻辑不能有丝毫混乱, 对初次设计者来说相当困难, 因此本次课 题有很多有待指正的地方,望读者和老师多多指教!
参考文献
1、 《机械设计课程设计》 ,孙岩等主编,北京理工大学出版社。
2、 《机械设计课程设计》 ,银金光等主编,中国林业出版社;北京希望电子出版社。
3、 《机械制图》教材
4、 《机械设计基础》教材
5、 《工程力学》教材
6、其它机械类专业课程教材
范文三:一级减速器计算
机械设计课程设计
机械设计基础 课程设计计算说明书
第 1 页 共 23 页
机械设计课程设计
目录
一、 1. 2. 3. 4. 二、 1. 2. 三、 1. 2. 四、 五、 六、 1. 2. 七、 1. 2. 3. 八、 九、 十、 ................................................. 设计任务书 ................................................. 3 ................................................ 设计题目 ................................................ 3 ................................................ 设计要求 ................................................ 3 ................................................ 设计数据 ................................................ 3 ................................................ 设计内容 ................................................ 3 ......................................... 传动装置的总体设计 ......................................... 4 .............................................. 选择电动机 .............................................. 4 确定传动装置的总传动比及其分配 .......................... 5 ......................................... 传动零件的设计计算 ......................................... 6 .................................. 普通 V 带传动的设计计算 .................................. 6 ............................................ 齿轮传动设计 ............................................ 8 减速器铸造箱体的主要结构尺寸 .............................. 12 .................................................. 轴的设计 .................................................. 13 ...................................... 滚动轴承的选择和计算 ...................................... 20 ................................................. 高速轴 ................................................. 20 ................................................. 低速轴 ................................................. 21 .................................... 键联接的选择和强度校核 .................................... 21 ................................. 高速轴与 V 带轮用键联接 ................................. 21 ................................... 低速轴与齿轮用键联接 ................................... 22 ................................. 低速轴与联轴器用键联接 ................................. 22 ........................................ 联轴器的选择和计算 ........................................ 23 .............................................. 减速器的润滑 .............................................. 23 .................................................. 设计小结 .................................................. 24
第 2 页 共 23 页
机械设计课程设计
计算和说明部分
结果
一、 设计任务书
1. 设计题目
设计 V 带式运输机的传动装置的一级减速器
2. 设计要求
V 带运输机由电机驱动;电机转动经传动装
置带动 V 带运输机的驱动带轮转动, 拖动输送带移动,运送原料或产品,输送机的使用寿命为 10 年,每年工作 300 天, 两班制工作, 连续运转, 载荷平稳, 单向转动, 工作效率为 0.94,轴承寿命不小于 15000 小时,允许总速比误差<±4%。
3. 设计数据
输送带拉力 F = 375.00 N 输送带速度v = 27.02 m/s 驱动带轮直径 D = 6000 mm
4. 设计内容
4.1 确定机械系统总体传动方案; 4.2 选择电动机; 4.3 进行传动装置的运动和动力参数计算; 4.4 传动件(如齿轮、带及带轮、链及链轮等)的设计; 4.5 轴的设计; 4.6 轴承组合部件设计; 4.7 键的选择和校核; 4.8 联轴器的选择; 4.9 机架或箱体等零件的设计; 4.10 润滑设计; 4.11 装配图与零件图设计与绘制; 4.12 绘制装配工作图 1 张(A1) ; 4.13 绘制零件工作图 2~3 张(A3) 。 4.14 编写设计计算说明书一份。
第 3 页 共 23 页
机械设计课程设计
二、 传动装置的总体设计
1. 选择电动机 1.1 选择电动机类型
按工作条件,选用 Y 系列三相异步电动机
1.2 选择电动机功率
Pd = k
按
Pw
η
[kW] 计算电动机所需功率、
式中,取 k=1.25;
Pw =
FV
1000
=
375.00 × 27.02 = 10.1325 1000
[kW];
传动的总效率
η = η1η 2η 32η 4η w ,其中η1 、η 2 、η3 、η 4 、η w 分别为 V 带传动、齿轮
传动、滚动轴承、凸缘联轴器和工作机的效率。查表得,η1 = 0.96 、η 2 = 0.97 、
η 3 = 0.99 、η 4 = 0.97 。所以, η = η1η 2η 32η 4ηw = 0.96 × 0.97 × 0.99 2 × 0.97 = 0.885
Pd = k
Pw 10.1325 = 1.25 × = 14.884 η 0.8885
[kW]
查表得,选取电动机的额定功率 Ped = 15
[kW]
电动机的类型 为: Y160L-4 4极
1.3 选择电动机转速
根据输送机主轴转速 n 及有关机械传动的常用传动比范围,去普通 V 带传动的传动
' ' 比 i1 = 2 ~ 4 ,单级齿轮减速器的传动比 i2 = 3 ~ 6 ,可计算电动机转速的合理范围为
nw =
60 × 1000 × V
Dπ
=
60 × 1000 × 27.02 = 80.05 3.14 × 6000
[r/min]
nd = nw i1'i2' = 86.05 × (2 ~ 4) × (3 ~ 6) = 516.3 ~ 2065.2 [r/min]
查得其型号和主要数据如 查表 16-1, 选电动机满载转速 nw = 1460 r/min 的电动机。
第 4 页 共 23 页
机械设计课程设计 下:
表格 1 电动机的安装及有关尺寸 电动机 型号 Y160L4 中心高 H 额定功率(kW) 同步转速 (r/min) 1500 形
1 2
满载转 堵载转矩 速 额定转矩 (r/min) 1460 地脚螺 栓孔直 径K 15 2.2 轴伸尺寸
最大转矩 额定转矩
15 外 尺 寸
2.2 键公称尺 寸F ×h
L × ( AC + AD ) × HD
1 645 × ( × 325 + 255 ) × 385 2
底脚安转 尺 寸
A× B 254 × 254
D×E 42 × 110
选电动机同步 转 速 为 1500 r/min , 满 载 转 速
nw = 1460 r
/min 的 电 动 机。
160
12 × 8
2. 确定传动装置的总传动比及其分配
传动装置的总传动
比
n 1460 = 16.97 i = m = n 86.05
根据 i 的大小可以在 5%的范围内变化,即
总 传 动 比
i = 16.97
V 带传动比
i1 = 3.4
齿轮减速器的 传 动 比 为
i = 16.97 × [(1 ? 5%) ~ (1 + 5%)] = 16.122 ~ 17.819
取总传动比为 i = 16.97 取 V 带传动比 i1 = 3.4
i2 = 4.99
i2 =
则单级齿轮减速器的传动比为
i 16.97 = = 4.99 i1 3.4
3. 计算传动装置的运动和动力参数 3.1 计算各轴输入功率
Pd = 14.884 [kW]
[kW] [kW]
电动机轴
轴 1(减速器高速轴) P1 = Pd η 1 = 14.884 × 0.96 ≈ 14.287
轴 2(减速器低速轴) P 2 = P1η 2η 3 = 14.287 × 0.97 × 0.98 ≈ 13.720
3.2
计算各轴转速
第 5 页 共 23 页
机械设计课程设计
电动机轴
n m = 1460 [r/min] n1 = nm 1460 = = 429.41 i1 3.4 [r/min] n1 429.41 = = 86.05 4.99 i2 [r/min]
轴 1(减速器高速轴)
n2 =
轴 2(减速器低速轴)
3.3
计算各轴转矩
Td = 9550 × Pd 14.884 = 9550 × ≈ 97.358 1460 nm P1 14.287 = 9550 × ≈ 317.740 n1 429.41
[ N ?m]
电动机轴
T1 = 9550 ×
轴 1(减速器高速轴)
[ N ?m]
T 2 = 9550 ×
轴 2 减速器低速轴) (
P2 13.720 = 9550 × = 1522.673 n2 86.05 [ N ?m]
三、 传动零件的设计计算
1. 普通 V 带传动的设计计算 1.1确定计算功率 Pc
取 K A =1.1,则 Pc = 选用带的型号 为:B 型 V 带
K A Pd = 1.1 × 14.884 = 16.372 [kW]
V 带轮的最小 基准直径和带 轮的基准直径 分 别 为
1.2选取 V 带的型号
根据计算功率 Pca 和小轮转速
n w ,由机械设计附图 2.1,选用 B 型 V 带。
1.3去顶带轮基准直径 d d 1 、 d d 2
根据 V 带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列(附表 2.4 和附表 2.7) ,选择 小带轮基准直径 d d 1 = 132 mm。 从动轮的基准直径 d d 2 =
d d 1 = 132 mm
和
i1d d 1 = 3.4 × 132 = 448.8 [mm]
d d 2 = 450 m
m
根据带轮的基准直径序列, d d 2 = 450 mm
1.4验算带速 v
第 6 页 共 23 页
机械设计课程设计
v =
πd d 1n m
60 × 1000
=
3.14 × 132 × 1460 = 10.086 60 × 1000
中 [m/s]
心
距
带速 v 在 5-15m/s 范围内,故带速合适。
a 0 = 800 mm
1.5确定 V 带的基准长度 a0 和传动中心距 Ld
根据 0.7 × (132 + 450) ≤ 初选中心距 a 0 = 800 mm
a 0 ≤ 2 × (132 + 450)
L0 = 2a 0 +
则初定的 V 带基准长度
π
2
(d d 1 + d d 2 ) +
(d d 1 + d d 2 )2 4a 0
取基准长度
Ld = 2500 m
m
3.14 (132 + 450)2 = 2 × 800 + × (132 + 450) + 2 4 × 800 = 2513.922
[mm] 选取相近的基准长度 Ld = 2500 mm 近似计算实际所需的中心距
小轮包角合适
a ≈ a0 +
Ld ? L0
2
= 800 +
2500 ? 2513.922 = 777.330 2
[mm] z=7 带的根数 z=7
1.6验算小轮包角 α1
α 1 = 180 ?
= 180 ?
dd 2 ? dd1 × 60 a
450 ? 132 × 60 777.330 = 155.454 > 120
故小轮包角合适。
1.7确定带的根数 z
由 n 1 = 1460 r/min , D 1 = 132 mm , i=3.4 查 附 表 2.5a 和 附 表 2.5b 得
P0 = 2.20 kw, ?P0 = 0.46 kw 查附表 K α = 0.93
查附表 2.9 得 K L = 1.03 , F 0 = 213.030
有: [N]
z =
Pc 16.372 = = 6.566 (P0 + ?P0 )K α K L (2.20 + 0.46) × 0.93 × 1.03
第 7 页 共 23 页
机械设计课程设计 取 z=7 根。
1.8计算 V 带合适的初拉力 F0
F0
= 500Pca 2.5 = ( ? 1) + qv 2
FQ = 291
4.259
[N]
zv
Kα
500 × 16.372 2.5 ×( ? 1) + 0.17 × 10.086 2 0.93 7 × 10.086 = 213.030
[N]
1.9计算作用轴上的载荷 FQ
FQ = 2zF 0 sin
[N]
α1
2
= 2 × 7 × 213.030 × sin
155.454 = 2914.259 2
1.10 带轮的结构
表格 2 带轮的尺寸结构(mm)
基 准 基 准 基 准 槽 间 槽 边 最 小 带 宽 度 线 槽 线 下 距e 距 轮 缘 宽B 深 槽 深 厚 bp f min hamin δ min hf min 14 3.5 10.8 19 ± 11.5 0.4 7.5 138
外 径 轮 槽 角φ da
选择齿轮材 料:大、小齿 轮 — — 45 号
457
34
调质后表 钢, 面 淬 火 ,
HBC 1 = 45
2. 齿轮传动设计 2.2选择齿轮类型、材料、精度及参数 选择齿轮类型、材料、
选用直齿圆柱齿轮传动。 选择齿轮材料:小齿轮——45 号钢,调质后表面淬火, HBC 1 = 45 ; 大齿轮——45 号钢,调质后表面淬火, HBC 2 = 45 。 选取齿轮为 8 级精度。 (GB10095-2001) 选 小 齿 轮 齿 数
z 1 = 26
,
大
齿
轮
齿
轮
z 2 = uz 1 = i2z 1 = 4.99 × 26 = 129.74 。
取 z 2 = 130 考虑到闭式硬齿面齿轮失效形式可能为点蚀。也可能为疲劳折断,故分别按接 触强度和弯曲强度设计,分析对比再确定方案。 第 8 页 共 23 页
机械设计课程设计
2.3按齿面接触疲劳强度设计
3
2kT
d1t≥
φd
×
z z i ±1 × ( H E )2 [σ H ] i
(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 k=1.5。 小齿轮传递的转矩T1 = 317.140N ? 齿宽系数
m
取小齿轮直径
φd :查附表 12-5,选取齿宽系数 φd =1
1 2
d 1 = 91
[mm] ,大齿轮 直 径
查附表 12-4,取 Z E = 189.8MPa 计算节点区域系数 标准直齿轮 α
= 20
时,
Z H = 2.5
d 2 = 455
[mm]
接触疲劳强度极限
σ H 1m1 :查附图 12-6,按硬齿面查得 σ H 1m 2 =1000Mpa。.
取小齿轮齿宽
计算应力循环次数:
N 1 = 60 n 1jL h
= 60 × (429 .41 / 4.99 ) × 1 ×(2 × 8 × 365 × 10) = 2.478 × 10 8
接触疲劳寿命系数:查阅图 10-19 可得, kHN1= kHN2=0.96 计算接触疲劳许用应力
b1 = 96 mm ,
大齿轮齿宽
b 2 = 91 mm
[δ H ] 。
取失效概率为 1%,安全系数
SH = 1
k HN σ H lim [σ H ]= s H =0.96×1000=960 Mpa
计算
3
2kT
试算小齿轮分度圆直径 d1t,由计算公式 d1t≥
φd
×
z z i ±1 × ( H E )2 [σ H ] i
≥
得 d1t
3
2 × 1.5 × 317740 4.99 + 1 2.5 × 189.8 2 × ( ) 1 4.99 960 =82.698mm
计算圆周速度
3.14 × 82.698 × (429.41 / 4.99) 60 × 1000 v= 60 × 1000 = =0.372m/s
计算齿宽 b 及模数 mnt. 第 9 页 共 23 页
πd1t n3
机械设计课程设计 b=φdd1t=1×82.698=82.698mm
φd d φ mz φ z b 1 × 26 = = d 1 = d = h 2.25m 2.25m 2.25 2.25 =11.56
计算载
荷系数 k
k = 1. 1 根据 v=0.372m/s,8 级精度,查附图 12.1 得: kV = 1.04 , α ,
K 有附表 12.1 查得: k A = 1 , Hβ 参考附表 12.3 中 6 级精度公式并略有增大,估计 K Hβ > 1.34
K Hβ = 1.0 + 0.31 1 + 0.6φ d2d ) d2d + 0.19 × 10 ?3 b = 1.512 ( φ
取
K Hβ = 1.55 K Fβ = 1.38
查附图 12.2 得齿向载荷分布系数
K = K A ? K V ? K α ? K Hβ = 1.0 × 1.01 × 1.1 × 1.55 = 1.722
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由试(10-10a)得,
d 1 = d 1t
3
k
kt
×
=82.698
3
1.722 1.5 =86.529 mm
计算模数 mn
d 86.592 = 3.33 m= z = 26
2.3 按齿根弯曲强度设计 由式(10-17)
2kT
3
d 1 m≥ 确定计算参数
φz
2
×
Y FaY sa [σ F ]
由附图 12-5 查得弯曲疲劳强度 σ F lim 1 = σ F lim 2 =500Mpa 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S F = 1.4
k FN σ F lim 0.86 × 500 = = 307 1.4 [σ F ]= s F Mpa
查取齿形系数,查附表 12.6 得:
第 10 页 共 23 页
机械设计课程设计
Y Fα 1
=2.60,
Y Fα 2
=1.595
YFa Ysa
确定
[σ F ]
Y FaY sa 2.6 × 1.595 = MPa = 1 = 0.013508 MPa = 1 [σ F ] 307 :
、 (2)设计计算
2 × 1.533 × 317740 × 0.013508 1 × 26 2 m≥ =2.69
3
比较两种强度的计算结果,确定模数为 m=3.5 5.几何尺寸计算 1)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1= mz 1 = 3.5 × 26 = 91 mm 2)计算中心矩 d2= mz 2 = 3.5 × 130 = 455 mm
齿轮的尺寸参 考《机械设计 基础》 。
d1 + d 2
a=
2
=
91 + 455 2 =273mm
计算齿轮宽度 b1=
φ d d1 =1×91=91mm
b1 = b 2 + 5 = 96mm
2.4 齿轮传动的几何尺寸计算
名称 模数 分 度 圆 直径 代号 计算 3.5mm
m
d1 、 d2
d 1 = mz 1 = 91
d 2 = mz2 = 455
[mm]
[mm]
齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙
ha
hf
ha = 3.5
[mm] [mm] [mm] [mm]
hf = 1.25m = 1.25 × 3.5 = 4.375
h
h = ha + hf = 3.5 + 4.375 = 7.875 c = hf ? ha = 4.375 ? 3.5 = 0.875
c
d a1 、 d a2
齿 顶 圆 直径 齿 根 圆 直径
d a 1 = d 1 + 2ha = 91 + 2 × 3.5 = 98 [mm] d a 2 = d 2 + 2ha = 455 + 2 × 3.5 = 462 [mm]
d f1
、
d f 1 = d 1 ? 2hf = 91 ? 2 × 4.375 = 82.25
第 11 页 共 23 页
机械设计课程设计 [mm]
df2
d f 2 = d 2 ? 2hf = 455 ? 2 × 4.375 = 446.25
[mm] 中心距
a
a = 273
[mm]
四、 减速器铸造箱体的主要结构尺寸
计算结果列于下表: 名称 底座壁厚 箱盖壁厚 座上部凸缘厚度 底座下部凸缘厚度 轴承座连接螺栓凸缘厚度 底座加强肋厚度 箱底加强肋厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承座连接螺栓直径 底座与箱盖连接螺栓直径 轴承盖固定螺钉直径 视孔盖固定螺钉直径 轴承盖螺钉分布直径 轴承座凸缘端面直径 代号 尺寸(mm) 8 8 12 12 20 8 7 16 6 12 10 8 7 110 170
δ
δ1
h0
h1 h2
e
e1
d n
d2
d3
d4
d5
D1 D2
c1 = 22
螺栓孔凸缘的配置尺寸
c1 、 c 2 、 D0
c 2 = 20
D0 = 30
第 12 页 共 23 页
机械设计课程设计
c1' = 25
地脚螺栓
孔凸缘的配置尺 寸
' c1' 、 c 2 、 D0
' ' c 2 = 23 ' D0 = 45
箱体内壁与齿顶圆的距离 箱体内壁与齿轮端面的距 离 底座深度 底座高度 箱盖高度 外箱壁至轴承座端面距离 箱底内壁横向宽度
?
12 12 278 292 249.5 47 120
?1
H
H1 H2 l1 L1
R0 = 20
其他圆角
R0
、 r1 、 r2
r1 = 3 r2 = 12
五、 轴的设计
1.1 1.2 1.3 高速轴设计 选择轴的材料
选取 45 号钢,调质,HBS=230。
初步估算轴的最小直径
d 1≥ A0 3 P1 = 110 × n1
3
14.287 = 35.38 mm 429.41
1.4
轴的机构设计, 轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸
取装带轮处轴径 d min = 40 mm ;
第 13 页 共 23 页
机械设计课程设计 取轴承处轴径 d = 50mm (初选 30210 型圆锥滚子轴承) ; 两轴承支点间的距离
L 1 = B 1 + 2? 1 + 2? 2 + B = 96 + 2 × 12 + 2 × 10 + 20 = 160 mm
式中, B1 ——小齿轮齿宽;
? 1 ——箱体内壁与小齿轮端面的间隙; ? 2 ——箱体内壁至轴承端面的距离;
B ——轴承宽度;
带轮对称线至轴承支点的距离为
L 2 = B/2 + l2 + k + l3 + B 3 / 2 = 20/2 + 35 + 5.6 + 15 + 138 / 2 ≈ 135mm
l 2 ? ? 轴承盖的高度,
l2 = δ + c 1 + c 2 + 5 + t ? ? 2 ? B
= 8 + 22 + 2 + 5 + 10 ? 10 ? 20 = 35mm
t ? ? 轴承盖凸缘厚度,t = 1.2d 4 = 1.2 × 8 ≈ 10 mm
B3 ? ?
带轮宽度
l3 ? ? 螺栓头端面至带轮端面的距离,取 l3 = 15mm k ? ? 轴承盖 M8 螺栓头的高度取, k = 5.6mm
取装带轮处轴 径
d min = 40mm
1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 1)绘出轴的计算简图
, 取轴承处轴 径 d = 50mm
第 14 页 共 23 页
机械设计课程设计
带传动作 用在轴上 的 压 力
FQ =
2914 .25N
2)计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
Ft 1 =
圆周力 径向力 轴向力
2T1
d1
=
2 × 317740 = 6983.297N 91
F r 1 = Ft 1 tan α 1 = 6983.297 × tan 20 = 2541.712N
F a 1 = 0N
FQ = 2914 .259N
带传动作用在轴上的压力
2)计算支反力
水平面 垂直面
R AH = R BH =
∑MB = 0
Ft 1
2
=
6983.297 = 3491.649N 2
R AV × 160 ? F r 1 × 80 ? FQ (135 + 160) = 0
第 15 页 共 23 页
机械设计课程设计
R AV = 6644.021N
∑F = 0
R BV = R AV ? FQ ? F r 1 = 1188.050N
3)校核 (1)水平面弯矩
M CH = ?R BH × 80 = ?279331.92N ? mm
(2)垂直平面弯矩
M AV = ?Q × 135 = ?393424.965N ? mm M CV 1 = R AV × 80 ? Q(135 + 80) = ?95044.005N ? mm M CV 2 = ?R BV × 80 = ?95044.00N ? mm
(3)合成弯矩
M A = M AV = ?393424.965N ? mm M C1 = MC2 =
(4)计算弯矩
当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数α=0.6
M CH + M CV 1 = 295058.781N . mm M CH
2
2
2
+ M CV 2
2
= 295058.780 ? mm
T1 = 317740N ? mm
M CaD = M CaA = M D + (?T1 )2 = 190644 N ? mm M A + (?T1 )2 = 437182 .271N ? mm
2 2
M CaC 1 = M CaC 2 =
M C 1 + (?T1 )2 = 351290.220N ? mm M C 2 + (?T1 )2 = 351290.220N ? mm
2
2
(5
)按弯扭合成应力校核轴的强度
轴的材料为 45 号钢,调质,对称循环变应力时的许用应力的许用应力
[σ ?1 ]b = 60 MPa
由以上计算可知,危险截面为齿轮面 C1 处和带轮中心面 D 处
所设计的轴符 合强度条件。
σ CaC 1 =
M CaC 1 M CaC 1 437182.271 ≈ = = 34.975MPa
第 16 页 共 23 页
机械设计课程设计
σ CaD =
安全
M CaD M CaD 190644 ≈ = = 29.788MPa
所设计的轴如下:
2.1 低速轴设计 2.2 选择轴的材料
选取 45 号钢,调质,HBS=230。
取装联 轴器处轴径
2.3 初步估算轴的最小直径
d min = 65mm
取轴承处轴 ; 径 d = 70 mm
d 21≥ A0 3
P2 13.720 = 110 × 3 = 60.47mm 86.05 n2
轴的机构设计, 2.4 轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸
取装联轴器处轴径 d min = 65mm ; 取轴承处轴径 d = 70 mm (初选 30217 型圆锥滚子轴承) ; 联轴器至轴承支点的距离 L 3 = 124 mm ; 两轴承支点间的距离
L 4 = 166 mm
2.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 1)绘出轴的计算简图
第 17 页 共 23 页
机械设计课程设计
2)计算作用在轴上的力
大齿轮受力分析
Ft 2 =
圆周力 径向力 轴向力
2T 2
d2
=
2 × 1522673 = 6693.0681N 455
F r 2 = Ft 2 tan α 2 = 6693.0681 × tan 20 = 2436.078N
F a 2 = 0N
2)计算支反力
水平面 垂直面
R EH = R FH =
∑MF = 0
Ft 2
2
= 3346.534N
R EV × 166 ? F r 2 × 83 = 0
R EV = 1218.039N
第 18 页 共 23 页
机械设计课程设计
∑F = 0
R FV = R EV ? F r 2 = ?1218.039N
3)校核 (1)水平面弯矩
M JH = ?R FH × 83 = ?277762.322N ? mm
(2)垂直平面弯矩
M EV = 0N ? mm M JV 1 = 0N ? mm M JV 2 = ?R FV × 83 = 101097.237N ? mm
(3)合成弯矩
M E = M EV = 0N ? mm
M J1 = M J2 =
(4)计算弯矩
当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数α=0.6
M JH + M JV 1 = 277762.322N . mm M JH + M JV 2
2 2
2
2
= 295588.496N ? mm
T1 = 1522.673N ? mm
M CaD = M CaA = M D + (?T1 )2 = 913603 .8N ? mm M A + (?T1 )2 = 913603 .8N ? mm
2 2
M CaC 1 = M CaC 2 =
M C 1 + (?T1 )2 = 954894.660N ? mm M C 2 + (?T1 )2 = 960231.463N ? mm
所设计的轴符 合强度条件。
2
2
(5)按弯扭合成应力校核轴的强度
轴的材料为 45 号钢,调质,对称循环变应力时的许用应力的许用应力
[σ ?1 ]b = 60 MPa
由以上计算可知,危险截面为齿轮面 C1 处和带轮中心面 D 处
σ CaC 1 = σ CaD =
M CaC 1 M CaC 1 960231.403 ≈ = = 13.172MPa 第 19 页 共 23 页
机械设计课程设计 安全
所设计的低速轴如下: 所设计的低速轴如下:
六、 滚动轴承的选择和计算
1. 高速轴
选用 30210 圆锥滚子轴承,反装,由附表 9.2 选
f p = 1.3
载 荷
校核轴承
轴 承
2 2 R
AV + R AH = 2 2 R BV + R BH =
R1 = R2 =
6644.0212 + 3491.649 2 = 7505.640N 1188.050 2 + 3491.649 2 = 3688.235N
30000 型轴承内部轴向力
S 1 = 0.42R 1 = 0.42 × 7505.640 = 3152.369N S 2 = 0.42R 2 = 0.42 × 3688.235 = 1549.059N
因为 S 2 +
Fa 2 = 1549.059 + 0 = 1549.059
A1 = S 1 = 3152.369N
所以
A2 = S 1 ? Fa 1 = 3152.369N
算得 30210 型 圆锥滚子轴承 工 作 时 间
A1 A2 3152.369 3152.360 = = 0.420 = e = > 0.68 R1 R2 7505.640 3688.235 根据 ,
P1 = 1.3 × 7505.640 + 0 = 9757.332N P2 = 1.3 × (0.4 × 3688.235 + 1.429 × 3152.369) = 7774.038N
P1 > P2 ,故应以轴承 1 的径向动载荷 P1 为计算依据
Lh =
30642.932 , > L' h
则所选轴承合 适。
第 20 页 共 23 页
机械设计课程设计
Lh =
10 6 c ( )ε 60 × n P1
10 6 72200 10 / 3 = ( ) 60 × 429 . 41 9757 . 332 = 30642 . 932 h > L;h
所选轴承合适。
2. 低速轴
选用 30217 圆锥滚子轴承,反装,由附表 9.2 选
f p = 1.3
载 荷
校核轴承
轴 承
2 2 R EV + R EH = 2 2 R BV + R BH =
R1 = R2 =
1218.039 2 + 3346.534 2 = 3561.307N 1218.039 2 + 3346.534 2 = 3561.307N
两轴承工况相同; 30000 型轴承内部轴向力
S 1 = S 2 = eF r = 0.42 × 3561.307 = 1495.749N
因为 Fa =
S = 1495.749N
算得 30217 型 圆锥滚子轴承 工 作 时 间
1495.749 A = = 0.42 = e 3561.307 根据 R
得, P = 1.3 × 3561.307 = 4629.699N
Lh =
3715255.8 , > L' h
则所选轴承合 适。
Lh =
=
10 c ( )ε 60 × n P1
6
10 6 178000 10 / 3 ( ) 60 × 86 . 05 4629 . 699 = 37152555 . 8h > L;h
所选轴承合适。
七、 键联接的选择和强度校核
1. 高速轴与 V 带轮用键联接
1.1 选用单圆头普通平键
第 21 页 共 23 页
机械设计课程设计 按轴径 d=40mm 及轮毂长 B 3 = 138 mm ,查表 10-1 选用键 C12 × 125 (GB/T 1096-2003) 。
1.2 强度校核
键材料选用 45 号钢,V 带轮材料为铸铁 键联接的许用应力 [σ ]P = 50 ~ 60MPa
高速轴与 V 带轮处键的 工 作 长 度
l = L -
键的工作长度
l = L-
b 12 h 8 = 125 ? = 119 mm k = = = 4 mm 2 2 2 2 ,
挤压应力
σP =
2T1 × 10 3 2 × 317740 = = 33.376 MPa
b 2 12 = 125 ? 2 = 119 mm k = h 2
所设计键联接安全。
,=
2. 低速轴与齿轮用键联接
2.1 选用圆头普通平键
按轴径 d=90mm 及轮毂长 B 2 = 89 mm , 查表选用键 25 × 80 (GB/T 1096-2003) 。
8 2 = 4 mm
2.2 强度校核
键材料选用 45 号钢,V 带轮材料为铸铁 键联接的许用应力 [σ ] P = 100 ~ 120MPa 低速轴与 齿轮处键的工 作 长 度
键的工作长度 l = L - b = 80 ? 25 = 55mm ,
k =
h 14 = = 7mm 2 2
l = L- b = 80 ? 25 , = 55mm k = = h 2
挤压应力
σP
2T2 × 10 3 2 × 1522673 = = = 87.89 MPa
所设计键联接安全。
3. 低速轴与联轴器用键联接
3.1 选用圆头普通平键
按 轴 径 d=65mm 及 轮 毂 长 1096-2003) 。
14 2 = 7mm
B 2 = 125mm , 查 表 选 用 键 18 × 100 ( GB/T
低速轴与 联轴器处键的 工 作 长 度
3.2 强度校核
键材料选用 45 号钢,V 带轮材料为铸铁 键联接的许用应力 [σ ] P = 100 ~ 120MPa 第 22 页 共 23 页
机械设计课程设计
键的工作长度 l = L - b = 100 ? 18 = 82mm ,
k =
h 11 = = 5.5mm 2 2
l = L- b = 100 ? 18 , = 82mm
挤压应力
σP =
2T2 × 10 3 2 × 1522673 = = 103.884 MPa
k = =
h 2
所设计键联接安全。
11 2 = 5.5mm
八、 联轴器的选择和计算
联轴器的计算转矩
Tca = K A T2 =
1.5 × 1522.673 = 1756.930N ? m 1.3
根据工作条件,选用十字滑块联轴器,查表 15-4 有: 许用转矩[T ] = 2000N ?
m
根据工作 条件,选用十 字滑块联轴 器。
许用转速[n ] = 250r / min 配合轴径 d=70mm 配合长度 L 1 = 125mm
九、 减速器的润滑
齿轮传动的圆周速度
v =
πd 1n 1
60 × 1000
=
3.14 × 91 × 429.41 = 2.045m / s 60 × 1000
因v = 2.045m / s
查 表 选 用 L-AN68 全损耗 系统用油(GB 443-1989)
机械设计课程设计 油不能进入轴承以致稀释润滑脂。
十、 设计小结
本次课程设计,使得我们动手能力有了很大的提升,特别是对于机械设计课程 的一些知识点,有了更好的认识。这次设计过程收获如下: 1. 本次设计用到画图软件 AUTOCAD, 使得我们在熟悉传统画图的过程中, 体 会到软件画图的魅力,是我们这学期所学的计算机辅助设计课程的一个复 习。学以致用才能长记心上,大一学 CAD 以来都没怎么应用,一些操作都 已近被遗忘,这次课程设计从新唤起我们的记忆。 2. 这次设计同时也体现出互助的力量。通过同学的帮助,很多问题都能得到圆 满的解决,同时把知道的跟同学分享,使得大家的进度都能加快。 3. 回顾设计的过程,遇到不少知识点模糊不清的情况。开始没怎么注意,在设 计好一部分之后才发现前面所做的工作白费了, 就因为一个数据或者一个尺 寸弄错了。通过这次设计,我深深的认识到一个设计者所应该持有的严谨认 真的工作态度,因为前面一点点的疏忽都会造成后续工作无法完成的现象。 4. 这是一次对以往所学的机械设计内容的总复习, 通过这次课程设计我们以前 所学的有关机械设计的知识差不多都用上了。回顾以往的学习,以前貌似掌 握的知识,在实际设计中才显现出差别,没有经历过实际应用的知识,没有 实用价值。试卷上掌握的
知识有点局限,并不能完全满足我们设计的需要, 在设计的过程中才发现,我们要找书才能解决一些细微的问题。 5. 设计最重要的是要有耐心,不能说某个过程很繁琐就能跳过去直接做下一 步。在设计的过程中,曾试过跳过一些尺寸的确定直接做余下的零件,结果 发现, 这样子并不能加快设计进度, 反而在后面的设计中会出现重做的现象。 最快的做法其实就是按照基本的步骤一步一步的做下去。 这次课程设计过程中非常感谢蒋老师和黄老师的细心指导, 在一些细节上的问 题就算查书本也得不到答案,是老师细心的指导让我们清楚的了解问题的所在。 同时非常感谢一起做设计的同学, 是大家的努力才使得设计更加完善, 更加完美。
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范文四:一级减速器设计
毕 业 论 文
课题名称
系/专 业 班 级 学 号 学生姓名
指一级圆柱齿轮减速器
机械工程学院/机电一体化与国际贸易实务 机贸0614 06011141**
**
导教师:
***
2010
年 6 月 1 日
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一级圆柱齿轮减速器的设计计算
摘要
减速机利用齿轮的速度转换器将电机的回转数减速到所需要的回转数,它主要是一种动力传达的机构。在当前用于传递动力与运动的机构中,减速机的应用非常广泛,可以说,几乎在各式机械的传动系统中都可以见到其踪影。从大动力的传输工作到小负荷、精确的角度传输都可以见到减速机的身影,而且在工业的应用上,减速机具有减速及增加转矩的功能,因此减速机广泛用在速度与扭矩的转换设备中。
关键词:传动方案,齿轮的设计,轴的设计,强度校核,装配图
Abstract
Gear speed reducer converter using the motor rotational speed will slow down to the desired rotational speed, it is primarily a power to convey the body.In the current campaign for the transmission power and the institutions, the reducer is widely used, can be said that almost all the transmission systems of all kinds of machinery can see its trace.Transfer of work from the big power to small loads,one can see precisely the point of transmission gear figure,but also in industrial applications,the gear reduction and increased torque with the function, so widely used in the speed reducer and twisted moment of conversion devices.
Key words: Transmission scheme,Gear design,Axis Design,Strength Check,Assembly drawing
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目录
第一章 绪 论 ......................................................... 1 第二章 课题题目及主要技术参数说明 ...................................... 2
2.1课题题目 ........................................................ 2 2.2 主要技术参数说明 ................................................ 2 2.3 传动系统工作条件 ............................................... 2 2.4 传动系统方案的选择 ............................................. 2 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 ................................ 3
3.1 减速器结构 ..................................................... 3 3.2 电动机选择 ..................................................... 3 3.3 传动比分配 ..................................................... 4 3.4 动力运动参数计算 ............................................... 4 第四章 齿轮的设计计算 .................................................. 6
4.1 齿轮材料和热处理的选择 ......................................... 6 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 ......................................... 6 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 .......................... 6 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 .......................................... 8 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 ........................................ 9 4.3 齿轮的结构设计 ................................................. 9 第五章 轴的设计计算 ................................................... 11
5.1 轴的材料和热处理的选择 ........................................ 11 5.2 轴几何尺寸的设计计算 .......................................... 11
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 ......................... 11 5.2.2 轴的结构设计 ............................................. 11 5.2.3 轴的强度校核 ............................................. 12
第六章 轴承、键和联轴器的选择 ......................................... 16
6.1 轴承的选择及校核 .............................................. 16 6.2 键的选择计算及校核 ............................................ 16 6.3 联轴器的选择 .................................................. 17 第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图18
7.1 润滑的选择确定 ................................................ 18
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7.1.1润滑方式 ................................................. 18 7.1.2润滑油牌号及用量 ......................................... 18 7.2 密封形式 ...................................................... 18 7.3 减速器附件的选择确定 .......................................... 18 7.4 箱体主要结构尺寸计算 .......................................... 19 7.5 装配图 ........................................................ 21 第八章 总结 ........................................................... 21
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第一章 绪 论
减速机是一种动力传达机构,利用齿轮的速度转换器,将马达的回转数减速到所要的回转数,并得到较大转矩的机构。它也是传动机械的一种。减速机的功用主要有两个方面:一是降速同时提高输出的扭矩,扭矩的输出比例按电机的输出乘以减速比,但不能超出减速机的额定扭矩;二是减速同时降低负载的惯量,惯量的减少是减速比的平方,一般情况下电机都有一个惯量值。减速机利用齿轮的速度转换器将电机的回转数减速到所需要的回转数,它主要是一种动力传达的机构。在当前用于传递动力与运动的机构中,减速机的应用非常广泛,几乎在各式机械的传动系统中都可以见到其踪影。从大动力的传输工作到小负荷、精确的角度传输都可以见到减速机的身影,而且在工业的应用上,减速机具有减速及增加转矩的功能,因此减速机广泛用在速度与扭矩的转换设备中。
这次设计培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识,并运用《AUTOCAD》软件进行绘图。
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第一章 绪 论
减速机是一种动力传达机构,利用齿轮的速度转换器,将马达的回转数减速到所要的回转数,并得到较大转矩的机构。它也是传动机械的一种。减速机的功用主要有两个方面:一是降速同时提高输出的扭矩,扭矩的输出比例按电机的输出乘以减速比,但不能超出减速机的额定扭矩;二是减速同时降低负载的惯量,惯量的减少是减速比的平方,一般情况下电机都有一个惯量值。减速机利用齿轮的速度转换器将电机的回转数减速到所需要的回转数,它主要是一种动力传达的机构。在当前用于传递动力与运动的机构中,减速机的应用非常广泛,几乎在各式机械的传动系统中都可以见到其踪影。从大动力的传输工作到小负荷、精确的角度传输都可以见到减速机的身影,而且在工业的应用上,减速机具有减速及增加转矩的功能,因此减速机广泛用在速度与扭矩的转换设备中。
这次设计培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识,并运用《AUTOCAD》软件进行绘图。
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第二章 课题题目及主要技术参数说明
2.1课题题目
带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
2.2 主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=1150N,输送带的工作速度V=1.6 m/s,输送机滚筒直径D=260 mm。
2.3 传动系统工作条件
带式输送机在常温下连续工作、单向运转;空载起动,工作载荷较平稳;两班制(每班工作8小时),要求减速器设计寿命为8年,大修期为3年,中批量生产;三相交流电源的电压为380/220V。
2.4 传动系统方案的选择
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可以缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。现采用单级直齿轮传动,传动方案如下图:
图2-1 带式输送机传动系统简图
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第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1 减速器结构
本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。
3.2 电动机选择
本系统选用Y系列自扇冷式笼型异步电动机
(一)工作机的功率Pw
Pw=FV/1000=115031.6/1000=1.84kw (二)总效率?总
2
?总=?带?齿轮?联轴器?滚筒?轴承
2
0.96?0.98?0.99?0.96?0.99=0.876 =
(三)所需电动机功率Pd
Pd?Pw/?总?1.84/0.876?2.100(KW)
查《机械零件设计手册》得 Ped = 3 kw 电动机选用 Y112M-4 n
满
= 1420 r/min
电动机主要外形及安装尺寸如下:
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图3-1 电动机主要外形及安装尺寸
3.3 传动比分配
工作机的转速n=6031000v/(?D)
=603100031.6/(3.143260) =117.589r/min
i总?n满/n?1420/117.589?12.07(6r/min ) 取 i带?3 则i齿?i总/i带?12.076/3?4.025
3.4 动力运动参数计算 (一)转速n
n0=n满=1420(r/min)
nIII=nII=117.589(r/min)
(二) 功率P
P0?Pd?1.61(2kw)
P?0.9?41.97(kw4) 1?P0?带?2.10
nI=n0/i带=n满/i带=1420/3=473.333(r/min)
nII=nI/i齿=473.333/4.025=117.589(r/min)
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P2?P?40.9?80.9?91.91(kw6) 1?齿轮?轴承?1.97 P3?P2?联轴器?轴承?1.91?60.9?90.9?91.87(kw5)
(二)转矩T
T0?9550P0/n0?9550?2.100/1 4 =14.126(N﹒m)
T1?T0?带i带?14.1?206.9?63?40.6(8N4?m) T2?T1?齿轮?轴承i齿?40.684?0.98?0.99?4.025 = 158.872(N﹒m)
T3?T2?联轴器?轴承i齿带?15.887?20.9?90.9?91 = 155.710(N﹒m ) 将上述数据列表如下:
表3-1 动力运动参数
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第四章 齿轮的设计计算
4.1 齿轮材料和热处理的选择
小齿轮选用45号钢,调质处理,硬度为230HBS, 大齿轮选用45号钢,正火处理,硬度为170HBS
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由《机械零件设计手册》查得
?Hlim1?580MPa,?Hlim2?530MPa,SHlim = 1 ?Flim1?215MPa,?Flim2?200MPa,SFlim?1 ??n1/n2?47.333/311.7589?4.02 5 由《机械零件设计手册》查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由??H1??
?Hlim1ZN1
SHlim
?
580?1
?580MPa 1530?1
?530MPa 1
??H2??
?Hlim2ZN2
SHlim
?
??F1??
?Flim1YN1
SFlim
?
215?1.1
?244MPa 1200?1.1
?204MPa 1
??F2???Flim2YN2
SFlim
(一)小齿轮的转矩TI
?
T1?955P001.974/34773?.42.3(7N9?m) 1/n1?955? (二) 选载荷系数K
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由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得,取K=1.1 (三)计算尺数比?
?=4.025 (四)选择齿宽系数?d
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得,取?d=1
(五)计算小齿轮分度圆直径d1
3
d1≥d1766
KTI(u?1)
?d[?H2]2u=766
3
.1?40.684?(4.025?1)
1?5302?4.025
= 44.714( mm) (六)确定齿轮模数m a?
d1
?1????44.7?1?4.025??112.343?mm? 22
m =(0.007~0.02)a = (0.007~0.02)3185.871 取m=2 (七)确定齿轮的齿数Z1和 Z1?
z2
d144.714
??22.36 取 Z1 = 24 m3
Z2??Z1?4.025?24?96.6 取 Z2 = 96
(八)实际齿数比?'
Z296
??4 ??
Z124
'
???'
?0.006 齿数比相对误差 ????
Δ?<±2.5%>±2.5%>
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
(九) 计算齿轮的主要尺寸
d1?mZ1?2?24?48(mm) d2?mZ2?2?96?19(2mm)
中心距 a?
1
?d1?d2??1?48?192??120?mm? 22
齿轮宽度 B2??dd1?1?48?48(mm) B1 = B2 + (5~10) = 53~58(mm) 取B1 =57 (mm) (十)计算圆周转速v并选择齿轮精度 v?
3.14?48?473.333
?1.189?m/s?
60?100060?1000
?
?d1n1
查表应取齿轮等级为9级,
但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。
4.2.2 齿轮弯曲强度校核
(一) 由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力 ??F1??244MPa ??F2??204MPa (二)计算两齿轮齿根的弯曲应力 由《机械零件设计手册》得 YF1=2.63
YF2=2.19
比较YF/??F?的值
YF1/[?F1]=2.63/244=0.0108>YF2/[?F2]=2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为
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?F1?
2000KT1YF12000?101.741?2.63
?
B2m2Z266?32?22
?40.95(2MPa)???F1?
齿轮的弯曲强度足够
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径da 由《机械零件设计手册》得 ha =1 c = 0.25
?
da1?d1?2ha1?Z1?2ham?(24?2?1)?2?54(mm)
*
*
??
da2?d2?2ha2?Z2?2ham?(96?2?1)?2?196(mm) 齿距 P = 233.14=6.28(mm) 齿根高 hf?h?a?c?m?2.5(mm) 齿顶高 ha?h?am?1?2?2(mm) 齿根圆直径df
df1?d1?2hf?48?2?2.5?43(mm) df2?d2?2hf?192?2?2.5?18(7mm)
?
?
?
??
4.3 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构,大齿轮的相关尺寸计算如下:
轴孔直径 d=?50(mm)
轮毂直径 D1=1.6d=1.6350=80(mm) 轮毂长度 L?B2?66(mm) 轮缘厚度 δ
0 = (3~4)m = 6~8(mm)
取 ?0=8
轮缘内径 D2=da2-2h-2?0=196-234.5-238
= 171(mm) 取D2 = 170(mm)
腹板厚度 c=0.3B2=0.3348=14.4 取c=15(mm)
腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径d0=0.25(D2-D1)=0.25(170-80)
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
=22.5(mm)
取d0=20(mm)
齿轮倒角n=0.5m=0.532=1
齿轮工作如图2所示:
图4-1 大齿轮
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第五章 轴的设计计算
5.1 轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得 选45号钢,调质处理,HB217~255
?b=650MPa ?s=360MPa ??1=280MPa
5.2 轴几何尺寸的设计计算
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
3
从动轴d2=c
P2
=115n2
3
1.955
=29.35
117.587
考虑键槽d2=29.3531.05=30.82 选取标准直径d2=32?mm?
5.2.2 轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要,同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。将从动轴估算直径d=32mm作为外伸端直径d1,与联轴器相匹配。考虑联轴器靠轴肩实现轴向定位,取第二段直径d2=40mm,齿轮和右端轴承要在右侧装入,考虑装拆方便及零件固定的要求,轴承处轴径d3应大于d2,考虑滚动轴承直径系列,取d3=45mm,为便于齿轮拆装,与齿轮配合处轴径应大于d3,取d4=50mm,齿轮左端用轴环定位,轴环直径d5,d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定的轴承型号确定,左端轴承型号与右端相同,取d6=45mm。画出简图如下:
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图5-1 从动轴
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。轴上零件的定位和固定方式如下图:
图5-2 轴上零件的定位和固定方式
5.2.3 轴的强度校核
从动轴的强度校核 圆周力
T2
Ft=2000
d2
=20003158.872/192=1654.92
径向力 Fr=Fttan=1654.923tan20°=602.34
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由于为直齿轮,轴向力Fa=0,作从动轴受力简图:
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图5-3 从动轴受力简图
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
L=110mm
RHA=RHB=0.5Ft=0.531654.92=827.46(N)
MHC=0.5RHAL=827.46311030.5/1000=51.72(N?m)
RVA=RVB=0.5Fr=0.53602.34 =301.17(N?m)
MVC=0.5RVAL=501.17311030.5/1000=36.4(N?m)
转矩T=158.872(N?m) 校核
MC=MHC?MVC=51.722?18.822=55.04(N?m)
2
2
Me=MC?aT=55.042?0.6?158.872=118.42(N?m)
2
2
2
由图表查得,???1?b=55MPa
3
d≥10
Me
=10
0.1??1b
3
118.42
=29.21(mm)
0.1*55
考虑键槽d=29.21mm < 45mm="">
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
第六章 轴承、键和联轴器的选择
6.1 轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6207 2个(GB/T276-1993)从动轴承6209 2个(GB/T276-1993)。 寿命计划:
两轴承受纯径向载荷
P=Fr=602.34 X=1 Y=0
从动轴轴承寿命:深沟球轴承6209,基本额定功负荷
Cr=25.6KN ft=1 ?=3
106106?ftCr??25.6?1?1000?L10h=??=??=10881201
60n2?P?60?117.589?602.34?预期寿命为:8年,两班制 L=83300316=38400
?3
6.2 键的选择计算及校核
(一)从动轴外伸端d=42,考虑键在轴中部安装故选键10340 GB/T1096—2003,b=16,L=50,h=10,选45号钢,其许用挤压力?p=100MPa
4000TI4000?158.872F
==82.75?p>
hld8?30?32hl
??
??
则强度足够,合格
(二)与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在轴中部安装,故同一方位母线上,选键14352 GB/T1096—2003,b=10mm,L=45mm,h=8mm,选45号钢,其许用挤压应力?p=100MPa
4000TI4000?158.872Ft
===45.392<>
hld8?35?50h`l
则强度足够,合格
??
?p=
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
6.3 联轴器的选择
由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑拆装方便及经济问题,选用弹性套柱联轴器 TC=9550
1.3?1.916KPII
=95503=202.290
117.589nII
TC<>
K=1.3
A型键轴孔直径d=32~40,选d=35,轴孔长度L=82
TL8型弹性套住联轴器有关参数如下表:
表6-1 TL8型弹性套有关参数
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
第七章 减速器箱体及其密封、润滑、附件及相关参数
7.1 润滑的选择确定
7.1.1润滑方式
1.对于齿轮来说,由于传动件的圆周速度v<12m>12m>
2.对于滚动轴承来说,由于传动件的速度不高,且难以经常供油,所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单,不易流失,同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
7.1.2润滑油牌号及用量
1.齿轮润滑选用150号机械油,最低~最高油面距10~20mm, 需油量为1.5L左右。
2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂,用油量为轴承间 隙的1/3~1/2为宜。
7.2 密封形式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封:
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。 2.观察孔和油孔等处接合面的密封:
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 3.轴承孔的密封:
轴的外伸端与透盖的间隙,由于V<3(m>3(m>
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封,防止润滑油进入轴承内部。
7.3 减速器附件的选择确定
列表说明如下:
表7-1 减速器附件参数
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7.4 箱体主要结构尺寸计算
(一)减速器附件的选择 通气器:
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M1831.5 油面指示器: 选用游标尺M12 起吊装置:
采用箱盖吊耳、箱座吊耳. (二)箱体的主要尺寸:
箱座壁厚?=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,?=15mm
箱盖厚度?1=8mm 箱盖凸缘厚度b1=1.5 ,?1=12mm
箱底座凸缘厚度b2=2.5 ,?=25mm ,轴承旁凸台高度h=45,凸台半径R=20mm 齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm 大齿轮顶与内机壁距离?1=12mm 小齿端面到内机壁距离?2=15mm 上下机体筋板厚度m1=6.8mm , m2=8.5mm 主动轴承端盖外径D1=105mm 从动轴承端盖外径D2=130mm
地脚螺栓M16,数量6根 绘制箱体结构图如下:
┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 装 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 订 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ 线 ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊ ┊
图7-1 箱体结构图
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7.5 装配图
图7-2 装配图
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第八章 总结
通过这次毕业设计,使我对自己对所学的各门课程得到了进一步的理解,对于各方面知识之间的联系有了更加切实的体会。同时也深深的认识到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的差距,在今后还需要在实践中继续学习和思考。
本次设计由于时间不是很充足,在设计中肯定会有许多欠缺,因此若想把它变成实际产品的话还需要反复的探讨和修改。但作为一次练习,确实给我们带来了很大的收获,设计涉及到常用机构和通用零件以及材料力学等多方面的内容,通过设计计算、认证、画图,提高了我对机械结构设计、材料选取及电动机的选用等方面的认识和应用能力。
本次设计让我受益非浅,使我对自己学得的知识得到了总结性的整理,同时也通过设计过程中与本组同学的交流与学习,提高了自己的团队协作能力。总之,各方面的能力得到了一定的提高。
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致 谢
此次毕业设计得以顺利完成,各方面给予我的帮助起了至关重要的作用,特此感谢。毕业设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练,是我们总结知识,迈向实践的一个重要过程。“千里之行,始于足下”,通过这次课程设计,学会脚踏实地的迈开这一步,是为了明天能稳健的在真正的工作中发挥作用打下基础。因此感谢学校安排的如此有意义的毕业设计工作。
此次设计的完成,离不开指导老师的指导与督促,也离不开本组同学的协助,还要感谢学校图书馆能提供资料。 本次设计,获益匪浅,衷心感谢。
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参考文献
[1] 李海萍,吉梅,周国新,机械设计基础,苏州大学出版社,2004 [2]银金光,机械设计课程设计,中国林业出版社,1997 [3]冯秋官,机械制图,机械工业出版社,2002 [4]党锡康,工程力学,东南大学出版社,1994
[5]何元庚,机械原理与机械零件,机械工业出版社,2001 [6]南工院机械系机制工艺设计教研室,机械制造基础,2003 [7]郑文纬,吴克坚,机械原理,高等教育出版社,1997
范文五:一级减速器设计
题 目 机械设计基础
院 系 机械与材料工程学院 专 业 机电一体化 姓 名 刘德华 年 级 B0921 指导教师 张国荣
二零一一年四月
1
目录:
一、传动方案拟定
二、电动机的选择
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比
四、传动装置的运动和动力设计 五、普通V带的设计
六、齿轮传动的设计
七、传动轴的设计
八、箱体的设计
九、键连接的设计
十、滚动轴承的设计
十一、润滑和密封的设计
十二、联轴器的设计
十三、设计小结
十四、参考文献
2
设计题目:V带——单级直齿圆柱齿轮减速器
一、 设计课题:
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作,单向运转载荷平稳,启动载荷为名义载荷的1.25倍。使用期限5年,每日工作时数为24小时,卷筒不包括其轴承效率为96%,运输带允许速度误差为?5%。 原始数据:
已知条件 题号
运输带拉力F(KN) 2.0
运输带速度V(m/s) 1.8
卷筒直径D(mm) 450
设计任务要求:
1. 减速器装配图纸一张(2号图纸)
2. 零件工作图纸一张(2号或3号图纸)
3. 设计说明书一份
3
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定:
第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
,、工作条件:使用年限5年,工作为24h工作制,载荷平
稳,环境清洁。
,、原始数据:滚筒圆周力F=2000N;
带速V=1.8m/s;
滚筒直径D=450mm;
方案拟定:
采用,带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结构简单,成本低,使用维护方便。
1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带
二、电动机选择:
1、电动机类型和结构的选择:选择Y系列三相异步电动机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择:
电动机所需工作功率为:
式(1):,d,,,,ηa (kw)
由式(2):,,,,V/1000 (KW)
因此 Pd=FV/1000ηa (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为:
=×××× ,,,,,,总12345
4
式中:、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传,,,,,12345
动、联轴器和卷筒的传动效率。
取=0.96,0.98,,0.97,,0.97 ,,,,,1234
则: =0.96×0.98×0.97×0.97×0.96 ,总
=0.85
所以:电机所需的工作功率:
Pd = FV/1000 ,总
=(2000×1.8)/(1000×0.85)
=4.235 (kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为:
n卷筒,60×1000?V/(π?D)
=(60×1000×1.8)/(450?π)
=76.4 r/min
根据手册P7表,推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围,’ =3,6。
取,带传动比I1’=2,4 。则总传动比理论范围为:,a’,6,24。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×n卷筒
=(6,24)×76.4
=458.4,1833.6 r/min
则符合这一范围的同步转速有:750、1000和1500r/min 根据容量和转速,由相关手册查出三种适用的电动机型号:(如下表)
方 电 动 额定电动机转速 电动参 传动装置传动
机 型 功率 (r/min) 机重考 比
案 号 量 价
N 格 同步满载总传V带减速
转速 转速 动比 传动 器 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-5.5 1000 960 800 1500 12.42.8 4.44
6 2
3 Y160M2-5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72
8
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。 此选定电动机型号为Y132M2-6,其主要性能:
电动机主要外形和安装尺寸:
5
中心高H 外形尺寸 底角安装尺寸 地脚螺栓孔直轴 伸 尺 寸 装键部位尺寸
L×(AC/2+AD)×HD A×B 径 K D×E F×GD
132 520×345×315 216×178 12 28×80 10×41
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比: 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=nm/n卷筒
=960/76.4
=12.57
总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比
ia=i0×i (式中i0、i分别为带传动
和减速器的传动比) 2、分配各级传动装置传动比: 根据指导书P7表1,取i0=2.8(普通V带 i=2,4) 因为: ia,i0×i 所以: i,ia,i0
,12.57/2.8,4.49
四、传动装置的运动和动力设计: 将传动装置各轴由高速至低速依次定为?轴,?轴,......以 及 i0,i1,......为相邻两轴间的传动比 η01,η12,......为相邻两轴的传动效率
6
P?,P?,......为各轴的输入功率 (KW)
T?,T?,......为各轴的输入转矩 (N?m)
n?,n?,......为各轴的输入转矩 (r/min)
可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动
力参数
1、 运动参数及动力参数的计算
(1)计算各轴的转数: 由指导书的表1得
?轴:n?=nm/ i0 到:
=960/2.8=342.86 (r/min) η1=0.96
?轴:n?= n?/ i1 η2=0.98
=324.86/4.49=72.35 r/min η3=0.97
卷筒轴:n?= n? η4=0.97 (2)计算各轴的功率:
?轴: P?=Pd×η01 =Pd×η1
=4.235×0.96=4.06(KW)
?轴: P?= P?×η12= P?×η2×η3
=4.06×0.98×0.97
=3.88(KW)
卷筒轴: P?= P??η23= P??η2?η4
=3.88×0.98×0.97=3.72(KW)
计算各轴的输入转矩:
电动机轴输出转矩为:
Td=9550?Pd/nm=9550×4.5/960
=44.77 N?m
?轴: T?= Td?i0?η01= Td?i0?η1 =44.77×2.8×0.96=120.33 N?m i0为带传动传动比
?轴: T?= T??i1?η12= T??i1?η2?η4 i1为减速器传动比
=120.33×4.49×0.98×0.97=513.59 N?m 滚动轴承的效率
卷筒轴输入轴转矩:T ?= T??η2?η4 η为0.98~0.995在
=488.22 N?m 本设计中取0.98 计算各轴的输出功率:
由于?,?轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效
率:
故:P’?=P?×η轴承=4.06×0.98=4.01 KW
7
P’?= P?×η轴承=3.88×0.98=3.81 KW
计算各轴的输出转矩:
由于?,?轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效
率:则:
T’?= T?×η轴承
=120.33×0.98=117.92 N?m
T’ ?= T?×η轴承
=513.59×0.98=503.32 N?m
综合以上数据,得表如下:
轴名 功率P (KW) 转矩T (N?m) 转速n 传动比 i 效率
r/min η 输入 输出 输入 输出
电动机轴 4.5 44.77 960 2.8 0.96
?轴 4.06 4.01 120.33 117.92 342.86
4.49 0.95 ?轴 3.88 3.81 513.59 503.32 72.35
1.00 0.91 卷筒轴 3.91 3.75 488.22 468.69 72.35
五. V带的设计
(1)选择普通V带型号 由课本P134表
由PC=KA?P=1.1×5.5=6.05( KW) 9-5查得KA=1.1
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交 界 线处,故A、B型两方案待定:
方案1:取A型V带
确定带轮的基准直径,并验算带速:
则取小带轮 d1=100mm 由课本P132表
d2=n1?d1?(1-ε)/n2=i?d1?(1-ε) 9-2得,推荐的A
=2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 型小带轮基准直
由表9-2取d2=274mm (虽使n2略有减少,但其误差小径为75mm~125mm 于5%,故允许)
带速验算: V=n1?d1?π/(1000×60)
=960×100?π/(1000×60)
=5.024 m/s
介于5~25m/s范围内,故合适
确定带长和中心距a:
0.7?(d1+d2)?a0?2?(d1+d2)
8
0.7×(100+274)?a0?2×(100+274)
262.08 ?a0?748.8
初定中心距a0=500 ,则带长为 2 L0=2?a0+π?(d1+d2)+(d2-d1)/(4?a0) 2 =2×500+π?(100+274)/2+(274-100)/(4×500)
=1602.32 mm
由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合适
确定带的根数
Z=PC/((P0+?P0)?KL?Kα)
=6.05/((0.95+0.11)×0.96×0.95)
= 6.26 由机械设计书
故要取7根A型V带 表9-4查得
计算轴上的压力 P0=0.95
由书9-18的初拉力公式有 由表9-6查得 2 F0=500?PC?(2.5/Kα-1)/z? c+q? v ?P0=0.11 2 =500×6.05×(2.5/0.95-1)/(7×5.02)+0.17×5.02 由表9-7查得
=144.74 N Kα=0.95
由课本9-19得作用在轴上的压力 由表9-3查得
FQ=2?z?F0?sin(α/2) KL=0.96
=2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N 方案二:取B型V带
确定带轮的基准直径,并验算带速:
则取小带轮 d1=140mm
d2=n1?d1?(1-ε)/n2=i?d1?(1-ε)
=2.8×140×(1-0.02)=384.16mm
由表9-2取d2=384mm (虽使n2略有减少,但其误差小 于5%,故允许)
带速验算: V=n1?d1?π/(1000×60)
=960×140?π/(1000×60) 由课本表9-2得,
=7.03 m/s 推荐的B型小带轮
介于5~25m/s范围内,故合适 基准直径
确定带长和中心距a: 125mm~280mm
0.7?(d1+d2)?a0?2?(d1+d2)
0.7×(140+384)?a0?2×(140+384)
366.8?a0?1048
初定中心距a0=700 ,则带长为 2 L0=2?a0+π?(d1+d2)+(d2-d1)/(4?a0) 2 =2×700+π?(140+384)/2+(384-140)/(4×700)
=2244.2 mm
由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm
验算小带轮上的包角α1 由机械设计书
9
α1=180-(d2-d1)×57.3/a 表9-4查得
=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合适 P0=2.08
确定带的根数 由表9-6查得
Z=PC/((P0+?P0)?KL?Kα) ?P0=0.30
=6.05/((2.08+0.30)×1.00×0.95) 由表9-7查得
= 2.68 Kα=0.95
故取3根B型V带 由表9-3查得
计算轴上的压力 KL=1.00
由书9-18的初拉力公式有 2 F0=500?PC?(2.5/Kα-1)/z? c+q? v 2 =500×6.05×(2.5/0.95-1)/(3×7.03)+0.17×7.03
=242.42 N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2?z?F0?sin(α/2)
=2×3×242.42×sin(160.0/2)
=1432.42 N
综合各项数据比较得出方案二更适合
带轮示意图如下:
d0 d
H
L
10
六、齿轮传动的设计:
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为45号钢
调质,齿面硬度为250HBS,大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为
200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=20 ,u=4.5
Z2=Z1?u=20×4.5=90
取ψa=0.3,则ψd=0.5?(i+1)?=0.675 (3)按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
2,,kTZZZ2u,1EHε1,, d1? 3,,Ψdu,ζ,H,,
确定各参数值
1? 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2
2? 小齿轮名义转矩
66T1=9.55×10×P/n=9.55×10×4.23/342.86 15 =1.18×10 N?mm
3 ? 材料弹性影响系数
由课本表6-7 ZE=189.8 MPa
4? 区域系数 ZH=2.5
5? 重合度系数
εt=1.88-3.2?(1/Z1+1/Z2)
=1.88-3.2×(1/20+1/90)=1.69
4,ε4,1.69t Zε=,,0.77 33
6 ? 许用应力 查课本图6-21(a)
,ζ,,610MPa,ζ,,560MPaHlim1Hlim2
查表6-8 按一般可靠要求取SH=1
ζHlim1 则 ,ζ,,,610MPaH1SH
11
ζHlim2 ,ζ,,,560MPaH2SH
取两式计算中的较小值,即,ζH,=560Mpa
2,,2kTZZZu,1EHε1,,于是 d1? 3,,Ψdu,ζ,H,,
252,1.2,1.18,104.5,1189.8,2.5,0.77,, = 3,,14.5560,,
=52.82 mm
(4)确定模数
m=d1/Z1?52.82/20=2.641
取标准模数值 m=3
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
KT21 校核 ζ,YY,,ζ,FFSεFbdm1
1式中 ?小轮分度圆直径d1=m?Z=3×20=60mm
2?齿轮啮合宽度b=Ψd?d1 =1.0×60=60mm
3?复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95
4?重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
5?许用应力 查图6-22(a)
ζFlim1=245MPa ζFlim2=220Mpa
查表6-8 ,取SF=1.25
ζ245Flim1 则 ,ζ,,,,196MPFa1S1.25F
ζ220Flim2 ,ζ,,,,176MPFa2S1.25F
YFS6 ?计算大小齿轮的并进行比较 ζF
YY4.383.95FS1FS2 ,,0.02234,,0.02244,ζ,196,ζ,176F1F2
12
YYFS1FS2 <>
取较大值代入公式进行计算 则有
52KT2,1.2,1.18,101 ζ,YY,,3.95,0.6938FFSε22bdm60,60,31
=71.86<,ζf,2>,ζf,2>
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
(6) 几何尺寸计算
d1=m?Z=3×20=60 mm
d=m?Z1=3×90=270 mm 2
a=m ?(Z1+Z2)=3×(20+90)/2=165 mm
b=60 mm b2=60
取小齿轮宽度 b1=65 mm
(7)验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π?d1?n1/(60×1000)
=3.14×60×342.86/(60×1000)
=1.08 m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
七 轴的设计:
1, 齿轮轴的设计
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 (如图)
P?的值为前
面第10页中给
出
1,5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒
6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键
13
(2)按扭转强度估算轴的直径 在前面带轮的
选用45#调质,硬度217~255HBS 计算中已经得
轴的输入功率为P?=4.06 KW 到Z=3
转速为n?=342.86 r/min 其余的数据手根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c=115 册得到
P4.063d? 3C?,115,,26.65mm n342.86?
(3)确定轴各段直径和长度 D1=Φ30mm
L1=60mm 1 ?从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接, 则轴应该增加5%,取D1=Φ30mm,又带轮的宽度 B=(Z-1)?e+2?f
=(3-1)×18+2×8=52 mm D2=Φ38mm
则第一段长度L1=60mm L2=70mm
2?右起第二段直径取D2=Φ38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚D3=Φ40mm 度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二L3=20mm 段的长度L2=70mm
3 ?右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴D4=Φ48mm 承有径向力,而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为d×DL4=10mm ×B=40×80×18,那么该段的直径为D3=Φ40mm,长度为L3=20mm
D5=Φ66mm 4?右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动L5=65mm
轴承的内圈外径,取D4=Φ48mm,长度取L4= 10mm
5 ?右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径D6=Φ48mm 为Φ66mm,分度圆直径为Φ60mm,齿轮的宽度为65mm,则,此段L6= 10mm 的直径为D5=Φ66mm,长度为L5=65mm
6?右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚D7=Φ40mm
动轴承的内圈外径,取D6=Φ48mm L7=18mm
长度取L6= 10mm
7 ?右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D7= Φ40mm,长度L7=18mm Ft=1966.66Nm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
1 ?小齿轮分度圆直径:d1=60mm
Fr=628.20Nm 5 2?作用在齿轮上的转矩为:T1 =1.18×10N?mm
3 ?求圆周力:Ft 5Ft=2T/d=2×1.18×10/60=1966.67N RA=RB 22
=983.33Nm
14
4 ?求径向力Fr 0=628.20N Fr=Ft?tanα=1966.67×tan20
Ft,Fr的方向如下图所示 RA’=RB’
(5)轴长支反力 =314.1 N
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位 置,建立力学模型。
水平面的支反力:RA=RB=Ft/2 =983.33 N
垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则Fa=0 MC=60.97Nm 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N MC1’= MC2’
(6)画弯矩图 =19.47 Nm
右起第四段剖面C处的弯矩:
水平面的弯矩:MC=PA×62=60.97 Nm
垂直面的弯矩:MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成弯矩: MC1=MC2
=64.0Nm 2222 M,M,M,M,60.97,19.47,64.0NmCCCC121
(7)画转矩图: T= Ft×d1/2=59.0 Nm
(8)画当量弯矩图
因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6 T=59.0 Nm
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:
22 M,M,(αT),73.14NmeCC22α=0.6
(9)判断危险截面并验算强度
1?右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相MeC2=73.14Nm 差不大,所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:
,ζ-1,=60Mpa 则: 3ζe= MeC2/W= MeC2/(0.1?D4) ,ζ-1,3=73.14×1000/(0.1×44)=8.59 Nm<,ζ-1, =60mpa="">,ζ-1,>
MD=35.4Nm 2?右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危 险截面:
2 M,(αT),0.6,59,35.4NmD 3 ζe= MD/W= MD/(0.1?D1) 3=35.4×1000/(0.1×30)=13.11 Nm<,ζ-1,>,ζ-1,>
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下:
15
输出轴的设计计算: (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 (如图)
1,5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质,硬度217~255HBS
轴的输入功率为P?=3.88KW
转速为n?=77.22 r/min 根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c=115
P3.883d? 3C?,115,,42.85mm n77.22?
(3)确定轴各段直径和长度 D1=Φ45mm
1?从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则 轴应该增加5%,取Φ45mm,根据计算转矩TC=KA×T?=1.3× 518.34=673.84Nm,查标准GB/T 5014—2003,选用LXZ2型弹L1=82mm 性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
2?右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取Φ 52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取D2=Φ52mm 端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=54mm L2=74mm
3?右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承 有径向力,而轴向力为零,选用6211型轴承,其尺寸为d×DD3=Φ55mm ×B=55×100×21,那么该段的直径为Φ55mm,长度为L3=36 L3=36mm
4?右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直
16
径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为270mm,则第四段的直径 取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm,为了保证定位的可靠性,取轴段D4=Φ60mm 长度为L4=58mm L4=58mm
5?右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的
直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=10mm
D5=Φ66mm 6?右起第六段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D6=Φ55mm,L5=10mm 长度L6=21mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 D6=Φ55mm
L6=21mm 1 ?大齿轮分度圆直径:d1=270mm
Ft=3762.96Nm 52?作用在齿轮上的转矩为:T1 =5.08×10N?mm
3 ?求圆周力:Ft Fr=1369.61Nm 5Ft=2T/d=2×5.08×10/270=3762.96N 22
4 ?求径向力Fr RA=RB 0Fr=Ft?tanα=3762.96×tan20=1369.61N =1881.48Nm
Ft,Fr的方向如下图所示
(5)轴长支反力 RA’=RB’
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装=684.81 N 位置,建立力学模型。
水平面的支反力:RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N MC=116.65Nm
(6)画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩:
水平面的弯矩:MC=RA×62= 116.65 Nm MC1’= MC2’
垂直面的弯矩:MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm =41.09 Nm
合成弯矩:
2222 M,M,M,M,60.97,19.47,123.68NmCCCC121
(7)画转矩图: T= Ft×d2/2=508.0 Nm
(8)画当量弯矩图 MC1=MC2
因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6 =123.68Nm
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:
22M,M,(αT),307.56Nm eCC22
(9)判断危险截面并验算强度
T=508.0 Nm 1?右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段 相差不大,所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:
,ζ-1,=60Mpa 则:
17
3ζe= MeC2/W= MeC2/(0.1?D4) α=0.6 3=307.56×1000/(0.1×60)=14.24 Nm<,ζ-1,>,ζ-1,>
2?右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为 危险截面:
MeC2=307.56Nm 2 M,(αT),0.6,508.0,304.8NmD 3 ζe= MD/W= MD/(0.1?D1) 3=304.8×1000/(0.1×45)=33.45 Nm<,ζ-1,>,ζ-1,>
所以确定的尺寸是安全的 。
以上计算所需的图如下: ζ-1,=60Mpa
MD=33.45Nm
绘制轴的工艺图(见图纸)
18
八(箱体结构设计:
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开
窥视孔,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。润
滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板,以防止污物进入机体
内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞
赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量。油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时,由于摩擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热涨气自由逸出,达到集体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧,不易分开。为便于取盖,在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉,在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉,便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环,如装上二个启盖螺钉,将便于调整。
(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联结后,镗孔之前装上两个定位销,孔位置尽量远些。如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成,用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表:
名称 符号 尺寸(mm) 机座壁厚 δ 8
机盖壁厚 δ1 8
机座凸缘厚度 b 12
机盖凸缘厚度 b 1 12
机座底凸缘厚度 b 2 20
地脚螺钉直径 df 20
地脚螺钉数目 n 4
轴承旁联结螺栓直径 d1 16
机盖与机座联接螺栓直径 d2 12
联轴器螺栓d2的间距 l 160
轴承端盖螺钉直径 d3 10
窥视孔盖螺钉直径 d4 8
定位销直径 d 8
df,d1, d2至外机壁距离 C1 26, 22, 18
19
df, d2至凸缘边缘距离 C2 24, 16
轴承旁凸台半径 R1 24, 16
凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定,以便
于扳手操作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 60,44
大齿轮顶圆与内机壁距离 ?1 12
齿轮端面与内机壁距离 ?2 10
机盖、机座肋厚 m1 ,m2 7, 7
轴承端盖外径 D2 90, 105
轴承端盖凸缘厚度 t 10
轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近,以Md1和Md2互不干涉
为准,一般s=D2
九(键联接设计: 1(输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径d=30mm,L=50mm 11
查手册得,选用C型平键,得: A键 8×7 GB1096-79 L=L-b=50-8=42mm 1
T=44.77N?m h=7mm 根据课本P243(10-5)式得 ζ=4 ?T/(d?h?L) p
=4×44.77×1000/(30×7×42)
=20.30Mpa < [ζ]="" (110mpa)="">
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接 轴径d=44mm L=63mm T?=120.33N?m 22
查手册 选A型平键 GB1096-79 B键12×8 GB1096-79 l=L-b=62-12=50mm h=8mm 2
ζ=4 ?T?/(d?h?l) p
=4×120.33×1000/(44×8×50)
= 27.34Mpa < [ζ]="" (110mpa)="" 键12×8="">
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d=60mm L=58mm T?=518.34Nm 33
查手册P51 选用A型平键
键18×11 GB1096-79
l=L-b=60-18=42mm h=11mm 3
ζ=4?T?/(d?h?l) p
=4×518.34×1000/(60×11×42)
=74.80Mpa < [ζ]="" (110mpa)="">
十(滚动轴承设计:
根据条件,轴承预计寿命
Lh5×365×8=14600小时
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1.输入轴的轴承设计计算
(1)初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=628.20N (2)求轴承应有的径向基本额定载荷值
11?fP60?1.2,628.2060,342.86ndεε',?,,,14600C(L)()h66 11010ft
,5048.38N
(3)选择轴承型号
查课本表11-5,选择6208轴承 Cr=29.5KN
由课本式11-3有
66fC10101,29500tε3 L,(),,(),2913133,14600hnfP6060,342.861.2,62.820d
?预期寿命足够
?此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
(1)初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=1369.61N (2)求轴承应有的径向基本额定载荷值
11?fP60?1.2,1369.6160,77.22ndεε',?,,,14600C(L)()h66 11010ft
,6696.63N
(3)选择轴承型号
查课本表11-5,选择6211轴承 Cr=43.2KN
由课本式11-3有
66fC10101,43200tε3L ,(),,(),3919545,14600hnfP6060,77.221.2,1369.61d
?预期寿命足够
?此轴承合格
十一、密封和润滑的设计:
1.密封
由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙,达到密封的目的。毛毡具有天然弹性,呈松孔海绵状,可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时,毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2(润滑
(1)对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度v<>
滑,因此机体内需要有足够的润滑油,用以润滑和散热。同时为
了避免油搅动时泛起沉渣,齿顶到油池底面的距离H不应小于
30~50mm。对于单级减速器,浸油深度为一个齿全高,这样就可
21
3以决定所需油量,单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m。 (2)对于滚动轴承来说,由于传动件的速度不高,且难以经常供油,
所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单,不宜流失,同时也能
形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二(联轴器的设计:
(1)类型选择
由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,故选用弹性柱销联。
(2)载荷计算
计算转矩TC=KA×T?=1.3×518.34=673.84Nm,
其中KA为工况系数,由课本表14-1得KA=1.3
(3)型号选择
根据TC,轴径d,轴的转速n, 查标准GB/T 5014—2003,选用LXZ2型弹性柱销联,其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结:
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练,是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
(1) 通过这次机械设计课程的设计,综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论,结合生产实际知识,培养分析和解决一般工程实际问题的能力,并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法,掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据,进行经验估算和数据处理等。 十四、参考文献:
《机械设计课程设计》大连理工大学出版社 刘莹 主编
《机械设计基础》清华大学出版社/北京交通大学出版社 邹培海 银金光 主编 2009年5月第1版
《机械设计基础》第三版 高等教育出版社 陈立德 主编 2007年8月第3版
《机械制图》第三版 高等教育出版社 刘力 主编 2008年4月第3版
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