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机械设计课程设计说明书题目七带式运输的传动装置设计班级机电11-2班设计者邓轩瀚指导教师周瑞强2014年1月9号广东石油化工学院目录1传动方案的分析论证
51.1传动装置的组成
51.2传动装置的特点
51.3确定传动方案
51.4传动方案的分析
52.电动机的选择
53.传动比的计算及分配
64.传动装置运动及动力参数计算
75.减速器的外传动件的设计
86.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
107.低速级直齿圆柱齿轮的设计计算158中间轴的设计计算以及校核
189.高速轴的设计与计算以及校核
2410.低速轴的设计与计算以及校核3112箱体结构设计3613设计小结3714参考文献3713设计小结3714参考文献37设计任务带式运输机传动装置的设计已知条件1.运输带工作拉力F=7000N2.运输带工作速度v=
0.55m/s3.滚筒直径D=450mm
4、单向连续运转,空载启动,工作有时有轻微振动;两班制工作,每班工作8小时,运输带速度的允许误差为5%
5、使用期限8年
6、检修周期每年300个作用日,大修期为3年
7、生产批量:中批量生产设计计算及说明
1.传动方案的分析论证机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成其中传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置它通常具备减速(或增速)、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用
1.1传动装置的组成传动装置由电机、减速器、工作机组成
1.2传动装置的特点齿轮相对于轴承的位置不对称,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度
1.3确定传动方案合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求,还要与工作条件相适应同时,还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好若要同时满足上述各方面要求是比较困难的因此,要分清主次,首先满足重要要求,同时要分析比较多种传动方案,选择其中既能保证重点,又能兼顾其他要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器,设计图如下
1.4传动方案的分析展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置因而沿齿向载荷不均,要求轴有较大刚度结构简单,采用V带传动与齿轮传动组合,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,成本低,使用维护方便
2.电动机的选择
2.1选择电动机的类型根据用途选用Y系列自扇冷笼型三相异步电动机(机型为Y132M2-6)
2.2选择电动机的功率由已知条件可知,传送带所需的拉力F=7KN,传输带工作速度v=
0.55m/s,故输送带所需功率为==
3.85KW由表2-3查得滚筒效率=
0.95,轴承效率=
0.99,联轴器效率=
0.99,带传动的效率=
0.96,齿轮传递效率=
0.97电动机至工作机之间传动装置的总效率为电动机总的传递功率为==
4.72kw查表14-1,选取电动机的额定功率为=
5.5KW
2.3确定电动机的转速由已知条件,滚筒的直径为D=450mm,工作速度为v=
0.55m/s,所以输送带带轮的工作转速为==
23.3查表2-1V带传动比=2~4,查表2-2二级减速器常用的传动比为=8~40总传动比的范围=*=16~160电动机的转速范围为=*=
372.8~3728查表14-1,可见同步转速有3000,1000,1500,750的电动机都符合要求,初选同步转速1000,满载转速960型号Y132M2-6的电动机
3.传动比的计算及分配
3.1传动装置总的传动比===
41.
23.2分配传动比根据带传动比范围,取V带传动比为=
2.8,则减速器的传动比为i==
14.71高速级传动比为==
4.37~
4.54取=
4.5低速级传动比为===
3.3由表2-1及表2-2可知,传动比合理
4.传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴的转速减速器高速轴为Ⅰ轴,中速轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴,卷筒轴为Ⅳ轴Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴(中间轴)Ⅲ轴(低速轴)Ⅳ轴(卷筒轴)
4.2各轴的功率Ⅰ轴(高速轴)Ⅱ轴(中间轴)Ⅲ轴(低速轴)Ⅳ轴(卷筒轴)
4.3各轴的转矩电动机轴=9550*=9550*=
46.76Ⅰ轴(高速轴)=9550*=9550*=
126.13Ⅱ轴(中间轴)=9550*=9550*=
545.18Ⅲ轴(低速轴)=9550*=9550*=
1728.1Ⅳ轴(滚筒轴)=9550*=9550*=
1695.02表一传动装置各轴主要参数计算结果轴号输入功率P/kW转速n/r/min转矩T/N•m传动比i电动机轴
4.
7296046.76=
2.8=
4.5=
3.3Ⅰ轴(高速轴)
4.
53343126.13Ⅱ轴(中间轴)
4.
3576.
2545.18Ⅲ轴(低速轴)
4.
1823.
11728.1Ⅳ轴(滚筒轴)
4.
1023.
11695.
025.减速器的外传动件零件的设计
5.1选择V带型号由表2-10查得工作情况系数=
1.1,则=*=
1.1*
5.5kw=
6.05kw根据n=960r/min,=
6.05kw,确定选择A型普通V带
5.2确定带轮基准直径由表2-4查得,小带轮直径≥75现取=140mm,=0=(1-)=140=
391.8mm,取=390mm
5.3验算带的速度===
7.04m/s在5~25范围内,带速合适
5.4确定中心距和V带长度根据
0.7(+)mm=371mm2+mm=1060mm为了使结构紧凑,取偏低值=450mmV带基准长度为,L=2a+(+)+=2×450+(140+390)+=
1767.22mm由表2-2选V带基准长度=1800mm则实际中心距为a=+=(450+)mm=
466.39mm
5.5验算小带轮包角-×=-=,合适
5.6确定V带根数查表2-9查得=
0.92由表2-2得,=
1.01,由表2-7查得,=
0.11,由表2-5,得=
1.62z===
3.76根取整z=4根
5.7计算初拉力由表2-1查得q=
0.1kg/m则单根V带张紧力===
189.45N
5.8计算作用在轴上的压力压轴力为=2zsin=2×4×
189.45×sin=
1460.47N
5.9带轮结构设计查表14-3,Y132M2-6型电动机的轴直径为=38mm小带轮采用实心质,由表2-3得e=
150.3,=9,现取f=10轮毂宽L=(
1.5~
2.0)=57~76现取L=70mm轮缘宽B=z-1*e+2f=65mm大带轮采用孔板式结构,轮缘宽可与小带轮相同,轮毂宽可与轴的结构设计同步进行减速器内传动零件的设计一.高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
6.1确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数因传动尺寸无严格限制、又带式运输是一般的机械因此,小齿轮采用调质,齿面硬度为(241~286)HBW,取260HBW;大齿轮采用45调质齿面硬度为(197~255)HBW,取230HBW;精度8级取;
6.2确定许用应力查图
4.19-3得;查图
4.21-3得;查表4-10,取;;查图
4.20得查图
4.22得查图
4.23得[]=[]=[]=[]=
6.3齿面接触疲劳强度计算⑴初步计算小齿轮直径查表4-8,估计取查表4-7齿宽系数取则齿宽b==80mm取⑵按齿面接触疲劳强度设计因工作机有中等冲击,查表4-4得设计齿轮精度为8级,查图
4.9取齿轮对称布置,;查图
4.12取⑶计算齿面接触应力查图
4.14,查表4-6,取==
63.56取取
6.4核校齿轮弯曲疲劳强度查表
4.18得,查表
4.16得,因得取大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求
6.5确定齿轮主要尺寸
6.6齿轮其他尺寸端面模数==
3.076齿顶高==1*3=3齿根高=()=(1+
0.25)*3=
3.75mm全齿高h=+=3+
3.75=
6.75mm顶隙c==
0.25*3=
0.75齿顶圆直径齿根圆直径低速级直齿圆柱齿轮的设计计算
7.1确定齿轮材料、热处理方式、精度等级和齿数跟高速级齿轮的选材一样小齿轮采用调质,取260HBW;大齿轮采用45调质齿面硬度为230HBW;精度8级取;
7.2确定许用应力查图
4.19-3得;查图
4.21-3得;查表4-10,取;;查图
4.22得查图
4.23得查图
4.23得[]=[]=[]=[]=
7.3齿面接触疲劳强度计算⑴初步计算小齿轮直径查表4-8,取齿宽系数取则齿宽b==60mm⑵按齿面接触疲劳强度设计查表4-4得设计齿轮精度为8级,查图
4.9取齿轮对称布置,;查图
4.12取查表4-5得⑶计算齿面接触应力查图
4.14,查表4-6,==94mm取m=4则
7.4核校齿轮弯曲疲劳强度查表
4.18得,查表
4.16得,因得大小轮齿弯曲疲劳强度满足要求
7.5确定齿轮主要尺寸
7.6计算齿轮传动的其他尺寸齿顶高=m=1×4=4mm齿根高==(1+
0.25)4=5mm全齿高h=+=4+5mm=9mm顶隙=m=
0.25×4=1mm齿顶圆直径=+2=120+8mm=128mm=+=395+8mm=403mm齿根圆直径=-2=120-10=110mm=-=395-10=385mm
7.7齿轮作用力的计算⑴高速级齿轮传动的作用力已知高速轴传递的转矩=126130Nmm转速=343r/min螺旋角=
12.84小齿轮左旋,大齿轮右旋,小齿轮直径=80mm
①齿轮1的作用力圆周力==N=
3153.25N径向力为=
3153.25×轴向力=
3153.25×=
718.72N
②齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等,作用力方向相反⑵低速级齿轮传动的作用力已知条件低速轴传递的转矩=545180N·mm转速=
76.2r/min小齿轮右旋,大齿轮左旋,小齿轮分度圆直径为=120mm
①齿轮3的作用力圆周力=
308.80N径向力
②齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等,作用力方向相反8中间轴的设计计算
8.1已知条件中间轴传递的功率=
4.35kW,转速,齿轮2分度圆直径=360mm,齿轮宽度=80mm,=125mm
8.2选择轴的材料因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选常用的材料45钢,调质处理
8.3初算轴径查表6-3得C=103~126,现取C=110,
8.4结构设计轴的结构构想如图⑴轴承部件的结构设计轴不长,故轴承采用两端固定方式然后,按轴上零件的安装顺序,从处开始设计⑵轴承的选择与轴段
①及轴段
⑤的设计该段轴段上安装轴承,其设计应与轴承的选择同步进行,选择深沟球轴承轴段
①、
⑤上安装轴承,其直径既应便于轴承安装,又应符合轴承内经系列暂取轴承为6209,由表11-1得,轴承内径d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,定位轴肩直径=52mm,外径定位直径=78mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离=
9.5mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则=45mm⑶轴段
②和轴段
④的设计轴段
②上安装齿轮3,轴段
④上安装齿轮2,为便于齿轮的安装,和应分别略大于和,可初定==50mm齿轮2轮毂宽度范围为(
1.2~
1.5)=
57.6~75mm,取其轮毂宽度与齿轮宽度=70mm相等,左端采用轴肩定位,右端次用套筒固定由于齿轮3的直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度与齿轮宽度=125mm相等,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段
②和轴段
④的长度应比相应齿轮的轮毂略短,故取=123mm,=68mm⑷轴段
③该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为(
0.07~
0.1)=
3.5~5mm,取其高度为h=4mm,故=58mm取⑸轴段
①及轴段
⑤的长度轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm齿轮2与箱体内壁的距离取为齿轮3与箱体的内壁的距离取为中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成,则轴段
①的长度为轴段
⑤的长度为⑹轴上力作用点的间距
8.5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接,查表得键的型号分别为键14×100GB/T1096—2003和键14×60GB/T1096—
20038.6轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力在水平面上为N式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为
(3)画弯矩图在水平面上,a-a剖面右侧b-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩,a-a剖面左侧b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为
(4)画转矩图,
8.7校核轴的强度a-a剖面弯矩大,且作用有转矩,其轴颈较小,故a-a剖面为危险截面求当量弯矩一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的现选用轴的材料为45钢,并经过调制处理由表6-4中查出与其对应的,取=
0.6根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径,故强度足够
8.8校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为查表6-7得=125~150MPa,,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键,故其强度也足够
8.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表11-1查的深沟球轴承6209轴承得=31500N,=20500N,=
718.72N,=
1177.12N=
3307.14N,=0N因为径向力方向相反,则选最大的径向力计算寿命利用插值法,计算径向动载荷系数X=1,轴向动载荷系数Y=
0.查表
7.10查表7-8该轴承的预期寿命故轴承寿命足够
9.高速轴的设计与计算
9.1已知条件高速轴传递的功率=
4.53kw,转速=
343.3r/min,小齿轮分度圆直径=80mm齿轮宽度=86mm
9.2选择轴的材料因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由
[3]表8-26选用常用的材料45钢,调制处理
9.3初算最小轴径查表6-3得C=103~126,考虑轴端既承受转矩,又承受弯矩,故取中间值C=110,则=C=26mm轴与带轮连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,所以取=38mm
9.4结构设计轴的结构构想如图所示
(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构,该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式按轴上零件的安装顺序,从轴的最细处开始设计
(2)轴段
①轴段
①上安装带轮,此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行根据第三步初算的结果,考虑到如该段轴径取得太小,轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求,初定轴段
①的轴径=30mm带轮轮毂的宽度为(
1.5~
2.0)=45~60mm取带轮轮毂的宽度=60mm轴段
①的长度略小于毂孔宽度,取=58mm
(3)密封圈与轴段
②在确定轴段
②的轴径时,应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸带轮用轴肩定位,轴肩高度h=
0.07~
0.1=
2.45~
3.5mm轴段
②的轴径=+2*(
2.45~
3.5)mm=
34.9~37mm其最终由密封圈确定该处轴的圆周素的小于3m/s查表7-13用毡圈油封查表13-5选毡圈35FZ/T92010—1991,则=35mm
(4)轴承与轴段
③及轴段
⑦考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球轴承轴段
③上安装轴承,其直径应符合轴承内径系列现暂取轴承7208C,由表11-9得轴承内径d=35mm外径D=80mm宽度B=18mm,内圈定位轴肩直径=47mm外圈定位内径=73mm在轴上力作用点与外圈大端面的距离=17mm故取轴段
③的直径=40mm=33mm通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号,则=40mm=29mm键选用14×70GB/T1908-20035齿轮的轴段
⑤该段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大于,可初定=48mm,=84mm6轴段
④该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径,则=48mm轴段
④的长度为=116mm7轴段
②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关轴承座的宽度为,由表4-1可知,下箱座壁厚=
0.025~
0.03+3mm=
9.45~
10.748mm取=10mm=4784600mm取轴承旁连接螺栓为M16,则=22mm=20mm,箱体轴承座宽度L=【10+18+16+(5~8)】mm=49~52mm取L=50;可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为=M20,得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm;端盖连接螺钉查
[3]表8-29采用螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下,可以装拆轴承端盖连接螺钉,取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm带轮采用腹板式,螺钉的拆装空间足够则
(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离=17mm,则由
[3]图11-9可得轴的支点及受力点间的距离为mm
9.5轴的受力分析画轴的受力简图轴的受力简图如图所示计算轴承支承反力在水平面上为N=-
794.4N式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为
(3)画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上,a-a剖面右侧N*mma-a剖面左侧=-
66173.52N*mm-
258.5*N*mm=-
69404.77N*mmb-b剖面为在垂直平面上为合成弯矩,a-a剖面左侧a-a剖面右侧为b-b剖面为
(4)画转矩图转矩图如图所示,
9.7校核轴的强度b-b剖面弯矩大,且作用有转矩,其轴颈较小,故b-b剖面为危险截面求当量弯矩一般认为低速轴传递的转矩是按脉动循环变化的现选用轴的材料为45钢,并经过调制处理由
[1]表10-1查出其强度极限,并由
[1]表10-3中查出与其对应的,取=
0.58根据b-b剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径,故强度足够
9.8校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢,由表8-33查得=125~150MPa,,强度足够
9.9校核轴承寿命
(1)计算轴承轴向力由
[3]表11-9查7207C轴承得C=3050N,=20000N由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式,则轴承
1、2的内部轴向力分别为=
0.4=
0.4×
1136.8N=
454.72N=
0.4=
0.4×
1419.8N=
567.92N外部轴向力A=
469.2N,各轴向力分别为=+A=
826.42N==
567.92N2计算当量动载荷由/=
826.42/20000=
0.041查
[3]表11-9得e=
0.42,因/=
826.42/
1316.8=
0.73>e故X=
0.44,Y=
1.36,则轴承1的当量动载荷为=X+Y=
0.44×
1136.8N+
1.36×
826.472N=1624N由/=
567.92/20000=
0.028,查
[3]表11-9得e=
0.40,因/=
826.42/
1419.8=
0.58e故X=
0.44,Y=
1.40,则轴承2的当量动载荷为=X+Y=
0.44×
1419.8N+
1.4×
567.92N=
1419.8N3校核轴承寿命因>故只需要校核轴承1的寿命,P=轴承在100℃以下工作,查表8-34得=1查表8-35得载荷系数=
1.5轴承1的寿命为=
56671.8h>,故轴承寿命足够
10.低速轴的设计与计算
10.1已知条件低速轴传递的功率=
4.18kW,转速,齿轮4分度元圆直径=396mm,齿轮宽度=120mm
10.2选择轴的材料因传递功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,选用常用的材料45钢,调质处理
10.3初算轴径查
[3]表6-3得C=103~126,考虑轴端只承受转矩,故取小值C=105则=C=
59.38mm轴与联轴器连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,轴端最细处直径D=60mm
10.4结构设计轴的结构构想如图所示轴承部件的结构设计该减速器发热小,故轴承采用两端固定方式按轴上零件的安装顺序,从最小轴径处开始设计联轴器及轴段
①轴段
①上安装联轴器,此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动,选用弹性柱销联轴器查
[3]表8-37,取=
1.5,则计算转距==2992150N·mm由表12-1查得GB/T5014-2003中的LX5型联轴器符合要求公称转矩为3150000N·mm,许用转速4750r/min,取联轴器毂孔直径为60mm,轴孔长度84mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端代号为LX560×107GB/T5014-2003相应的轴段
①的直径=60mm,其长度略小于毂孔宽度,取=105mm密封圈与轴段
②在确定轴段
②的轴径时,应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸联轴器用周肩定位,轴肩高度h=(
0.07~
0.1)=(
0.07~
0.1)×60mm=
4.2~6mm轴段
②的轴径=70mm,最终由密封圈确定轴承与轴段
③及轴段
⑥的设计轴段
③和
⑥上安装轴承,其直径应既便于轴承安装,又应符合轴承内径系列考虑齿轮无轴向力存在,选用深沟球轴承现暂取轴承为6215由
[3]表11-9得轴承内径d=75mm,外径D=130mm,宽度B=25mm,内圈定位轴肩直径=75mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离=
29.5mm,故=55mm故=
49.5mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,故=55mm齿轮与轴段
⑤该段上安装齿轮4,为了便于齿轮的安装,应略大于,可初定=78mm,齿轮4轮毂的宽度范围为(
1.2~
1.5)x=
93.6~117mm,小于齿轮宽度=100mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度,其右端采用轴肩定位,左端采用套筒固定为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段
⑤的长度应比轮毂略短,故取=98mm轴段
④该轴段为齿轮提供定位和固定作用,定位轴肩的高度为h=(
0.07~
0.01)=
5.46~
7.8mm,取h=6mm,则=90mm,该轴段
④的长度=
99.5mm轴段
②与轴段
⑥的长度轴段
②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关轴承端盖连接螺栓GB/T5781M8×25其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=10mm则有=41mm则轴段
⑥的长度=
49.5mm8轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离=
27.5mm,则由图11-12可得轴的支点及受力点的距离为=++-=63mm=++—=128mm=++=
116.5mm
9.5轴的受力分析⑴画轴的受力简图⑵计算支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为⑶画弯矩图在水平面上,a-a剖面的弯矩为在垂直面上,a-a剖面的弯矩为a-a剖面上的合成弯矩为⑷画转矩图
10.7校核轴的强度a-a剖面为危险截面求当量弯矩一般可认为高速轴传递的转矩是按脉动循环变化的现选用轴的材料为45钢,并经过调制处理由教材表10-1查出其强度极限,并由表10-3中查出与其对应的,取=
0.58根据a-a剖面的当量弯矩求直径在结构设计中该处的直径,故强度足够
10.8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮4处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢,由
[3]表8-33查得=125~150MPa,,强度足够
10.9校核轴承寿命计算轴承的轴向力由表11-9查的6211轴承得=43200N=29200N,=
2202.26N因为只有径向力没有轴向力,则当量动载荷P=
2202.26N,由
[1]公式=1792051h故轴承寿命足够结果F=7000Nv=
0.55m/s=
3.85KW=
0.816=
4.72KW=
5.5KW=
23.3=960=
41.2=3i=
14.71=
4.5=
3.3=
4.53kw=
4.35kw=
4.18kw=
46.76=
126.13=
545.18=
1728.1=
1695.02选择A型普通V带表2-10机械设计=
6.05kw=140mm=390mm带速符合要求=450mm=1800mma=
466.39mm=合格z=4根=
163.22N=
1460.47N小齿轮40调质硬度260HBW大齿轮45钢调质硬度=230HBW[]=
658.5MPa[]=
561.5MPa[]=
473.76MPa[]=
327.2MPaT=126130Nmmb=80mm
44.66mmh=
6.75c=
0.75小齿轮40调质硬度260HBW大齿轮45钢调质硬度=230HBW[]=
687.4MPa[]=
1031.87MPa[]=
436.32MPa[]=
327.96MPab=100mmm=4=4mm=5mmh=9mm=1mm=128mm=403mm=110mm=385mm由表11-1(课程设计)d=45mm宽度B=19=125mm=123mm=68mm45钢,调质处理
11.箱体结构设计名称符号齿轮减速器箱体荐用尺寸箱座壁厚
0.025~
0.03a+3≥8=10箱盖壁厚
0.8~
0.85≥8=8箱盖凸缘厚度
1.5=12箱座凸缘厚度
1.5=15箱底座凸缘厚度
2.5=25地脚螺钉直径=24,取=M24地脚螺钉数目na≤600时,n=6n=6轴承旁联接螺栓直径
0.75=M16盖与座联接螺栓直径(
0.5~
0.6)=M12轴承端盖螺钉直径(
0.4~
0.5)=M12视孔盖螺钉直径(
0.3~
0.4)=M
12、至凸缘边缘距离C凸台高度=++(5~10)50mm大齿轮顶圆与内箱壁距离
1.2=12齿轮端面与内箱壁距离=
1012、设计小结两级展开式圆柱齿轮减速器的结构简单,但齿轮相对轴承的位置不对称,因此轴应设计得具有较大的刚度高速级齿轮布置在远离转矩的输入端,这样轴在转矩作用下产生的扭转变形,将能减弱轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象,用于载荷比较平稳的场合考虑到以上因素我们的设计想法为输入端,应用所学知识,采用带轮传动,使电动机的位置调节方便,减少了轴向尺寸,提供易于调节的传动比,使设计的减速器内传动的传动比选用更灵活,有更加紧凑的结构,由于高速级转速较高,采用斜齿轮传动,其传动平稳,冲击和噪声小,而且通过调节螺旋角的大小可以得到精确的整数中心距为了应对斜齿轮带来的轴向力,高速级采用角接触球轴承,使其可以承受较大的轴向力中速轴和低速轴轴向力较小,因此采用常用的深沟球轴承对于齿根圆较小的一号齿轮,设计成齿轮轴以提高其强度优先确定与外界没有联系,构造简单的中间轴,并以此为轴向基准,展开高速轴和低速轴的设计在设计轴过程中,先选择轴的材料并确定最小轴径,再根据轴上零件的定位和装拆要求,设计轴的结构,选择零件型号,最后校正轴的强度刚度心得体会通过本次课程设计,我们深刻的了解到了实际设计中所遇到的各种问题,分析问题解决问题的过程中,不仅是对以往所学知识的检验和补充,更是对能力的考验及提高也深刻认识到了学知识的目的,学以致用,原来总以为在课本上学到了很多知识,可是当用在实际场合的时候却总会不知所措同时也使我们深刻意识到严谨认真这个词的含义,只有做好每一件小事才能成就大事成就一件大事不是靠哪一个队员的能力,而是需要一个团队的默契配合最后我们想用一句话总结我们这三周的成果我们做的不仅仅是课设,学的不仅仅是知识,懂得不仅仅是道理,我们是在认识生活,体会人生啊!
13、参考文献
[1]王慧吕宏《机械设计课程设计》北京大学出版社
[2]王慧吕宏《机械设计》北京大学出版社。