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文本内容:
目录TOC\o1-3\h\z\u设计原始数据1第一章传动装置总体设计方案
11.1传动方案
11.2该方案的优缺点1第二章电动机的选择
32.1计算过程
32.
1.1选择电动机类型
32.
1.2选择电动机的容量
32.
1.3确定电动机转速
32.
1.4计算各轴转速
42.
1.5计算各轴输入功率、输出功率
42.
1.6计算各轴的输入、输出转矩
52.2计算结果5第三章带传动的设计计算
63.1已知条件和设计内容
63.2设计步骤
63.3带传动的计算结果
83.4带轮的结构设计9第四章齿轮传动的设计计算10第五章轴的设计
145.1轴的概略设计
145.2轴的结构设计及校核
145.
2.1高速轴的结构设计
145.
2.2高速轴的校核
165.
2.3低速轴的结构设计
195.
2.4低速轴的校核
205.3轴上零件的固定方法和紧固件
225.4轴上各零件的润滑和密封
235.5轴承的选择及校核
235.
5.1轴承的选择
235.
5.2输出轴轴承的校核
235.6联轴器的选择及校核
255.7键的选择及校核计算25第六章箱体的结构设计
276.1箱体的结构设计
276.2减速器润滑方式28设计小结29参考文献30设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm350工作机转速Vm/s
1.15工作机拉力FN3800工作年限y年10第一章传动装置总体设计方案
1.1传动方案传动方案已给定,外传动为V带传动,减速器为一级圆柱齿轮减速器方案简图如
1.1所示图
1.1带式输送机传动装置简图一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置,因而沿齿向载荷分布均匀,相较不对称分布的减速器来讲,轴的刚性相对较小
1.2该方案的优缺点该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本减速器部分一级圆柱齿轮减速,这是减速器中应用最广泛的一种齿轮相对于轴承对称分布,原动机部分为Y系列三相交流异步电动机总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高第二章电动机的选择
2.1计算过程
2.
1.1选择电动机类型按工作要求和工况条件,选用三相笼型异步电动机,电压为380V,Y型
2.
1.2选择电动机的容量电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率取
0.96(带传动),
0.99(轴承),
0.97(齿轮精度为8级),
0.99(弹性联轴器),
0.96(工作机效率,包含滑动轴承效率),则=eq
0.96××
0.97×
0.99×
0.96=
0.867所以=
5.038根据机械设计手册可选额定功率为
5.5kW的电动机
2.
1.3确定电动机转速工作机轴转速为==
62.75取V带传动的传动比2-4,一级圆柱齿轮减速器传动比3-5,则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20故电动机转速的可选范围为
62.75=377—1255r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比,选电动机型号为Y132M2-6,将总传动比合理分配给V带传动和减速器,就得到传动比方案,如表
2.1所示表
2.1电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比V带减速器Y132M2-
65.
596011.
6068.
0015.
303.
604.25电动机型号为Y132M2-6,主要外形尺寸见表
2.2图
2.1电动机安装参数表
2.2电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×
332.
1.4计算各轴转速Ⅰ轴=
266.667Ⅱ轴=
62.753工作机轴
62.
7532.
1.5计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴==
5.038×
0.960=
4.837Ⅱ轴==
4.837×
0.99×
0.97=
4.645工作机轴=
4.645×
0.99×
0.99=
4.552各轴输出功率Ⅰ轴==
4.837×
0.99=
4.788Ⅱ轴==
4.645×
0.99=
4.598工作机轴==
4.552×
0.99=
4.
5072.
1.6计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为eq9550×=
50.118Ⅰ轴输入转矩eq9550×=
173.208Ⅱ轴输入转矩eq9550×=
706.825工作机轴输入转矩eq9550×=
692.759各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率
0.
992.2计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表
2.3中表
2.3运动和动力参数计算结果轴名功率P(kw)转矩T(N·m)转速n传动比效率输入输出输入输出r/miniη电动机轴
5.
03850.
118960.
0003.
6000.960Ⅰ轴
4.
8374.
788173.
208171.
476266.
6674.
2490.960Ⅱ轴
3.
1884.
598706.
825699.
75662.
7531.
0000.980工作机轴
4.
5524.
507692.
759685.
83162.753第三章带传动的设计计算
3.1已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括所需传递的额定功率;小带轮转速;大带轮带轮转速与初选带传动传动比=
3.
63.2设计步骤
(1)确定计算功率查得工作情况系数KA=
1.1故有=
1.1×
5.038=
5.542
(2)选择V带带型据和选用A带
(3)确定带轮的基准直径并验算带速1)初选小带轮的基准直径,取小带轮直径=1252)验算带速v,有==
6.28m/s因为
6.28m/s在5m/s—30m/s之间,故带速合适3)计算大带轮基准直径125×
3.6=450取=450
(4)确定V带的中心距a和基准长度1初定中心距=6902计算带所需的基准长度=+125+450+eq\f4×690=2321选取带的基准长度=22403)计算实际中心距=690+=
649.5中心距变动范围
649.5-
0.015×2240=
615.
90649.5+
0.03×2240=
716.70
(5)验算小带轮上的包角=180°-(450-125)×=
151.3390
(6)计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率由125和960r/min查得P=
1.37据=960r/min,=
3.600和A型带,查得P=
0.11查得=
0.92,=
1.06,于是=+=
1.37+
0.11×
1.06×
0.92=
1.442)计算V带根数z=
3.84故取4根
(7)计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=
0.1kg/m所以=500×+
0.1×=
193.29N应使实际拉力大于
(8)计算压轴力压轴力的最小值为==2×4×
193.29×=
1498.19N
3.3带传动的计算结果把带传动的设计结果记入表中,如表
3.1表
3.1带传动的设计参数带型A中心距
649.5小带轮直径125包角
151.33大带轮直径450带长2240带的根数4初拉力
193.29N带速
6.28m/s压轴力
1498.19N
3.4带轮的结构设计小带轮的结构设计d=38因为小带轮直径=125300因此小带轮结构选择为实心式因此V带尺寸如下d1=
1.8d=
1.8×38=
68.4L=
1.6d=
1.6×38=
60.8B=z-1e+2f=4-1×15+2×9=63da=+2ha=125+2×
2.75=
130.5大带轮的结构设计d=35因为大带轮直径=450因此大带轮结构选择为轮辐式因此V带尺寸如下d1=
1.8d=
1.8×35=63L=
1.6d=
1.6×35=56B=z-1e+2f=4-1×15+2×9=63da=+2ha=450+2×
2.75=
455.5第四章齿轮传动的设计计算选用直齿圆柱齿轮,齿轮1材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,齿轮2材料为45钢(调质)硬度为240HBS齿轮1齿数20,齿轮2齿数85按齿面接触强度齿轮1分度圆直径其中——载荷系数,选
1.3——齿宽系数,取1——齿轮副传动比,
4.249——材料的弹性影响系数,查得
189.8——许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600查得齿轮2接触疲劳强度极限550计算应力循环次数(设2班制,一年工作300天,工作10年)
266.6672×8×300×
107.68eq\f
7.68×
4.249=
1.81查得接触疲劳寿命系数
0.95,
0.97取失效概率为,安全系数1,得570=
533.5带入较小的有=
2.32×eq\r3××eq\s2=
76.04圆周速度=
1.06齿宽1×
76.04=
76.04模数=
3.80齿高
22.5×
3.80=
8.55=
8.89计算载荷系数已知使用系数1;根据
1.06,8级精度,查得动载系数
1.05;用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数
1.42;查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数
1.35;查得齿间载荷分配系数1;故载荷系数1×
1.05×1×
1.42=
1.50按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
76.04×eq\r3=
79.68计算模数=
3.98按齿根弯曲强度计算载荷系数1×
1.05×1×
1.35=
1.42查取齿形系数查得
2.80,
2.21查取应力校正系数
1.55,
1.775查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数
0.95,
0.97计算弯曲疲劳使用应力取弯曲疲劳安全系数1,得=475=
368.6计算齿轮1的并加以比较=
0.0091=
0.0107齿轮2的数值大则有=eq\r3eq\f2×
1.42×
173.208×10001××
0.01066=
2.36对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取模数
2.50,已可满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算的分度圆直径
79.68来计算应有的齿数则有=
31.8732取32,则=32×
4.249=
135.98136计算齿轮分度圆直径32×
2.50=80136×
2.50=340几何尺寸计算计算中心距==210计算齿轮宽度1×80≈80取85,80表
4.1各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 210传动比
4.25模数
2.5压力角 °20啮合角 ’°20齿数 z32136分度圆直径 d
80.
00340.00齿顶圆直径 da
85.
00345.00齿根圆直径 df
73.
75333.75齿宽 b8580材料 40Cr(调质)45钢(调质)齿面硬度 280HBS240HBS第五章轴的设计
5.1轴的概略设计
(1)材料及热处理根据工作条件,初选轴的材料为45钢,调质处理
(2)按照扭转强度法进行最小直径估算算出轴径时,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴强度的影响当该轴段界面上有一个键槽时,d增大5%-7%,当该轴段界面上有两个键槽时,d增大10%-15%查得A=103—126,则取A=110Ⅰ轴110×eq\r3=
28.90Ⅱ轴110×eq\r3=
46.18
(3)装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响,则各轴的最小直径分别为Ⅰ轴
30.92Ⅱ轴
50.80将各轴的最小直径分别圆整为=35,=
555.2轴的结构设计及校核
5.
2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图
5.1高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d11轴1的最小直径,d11==35d12密封处轴段,根据大带轮的轴向定位要求,以及密封圈的标准(毡圈密封)d12应比d11大5-10,取d12=41d13安装滚动轴承处轴段,d13较d12大1-5mm,选取轴承型号为深沟球轴承6209,根据轴承内圈尺寸取d13=45d14过渡轴段,考虑轴承安装的要求,根据轴承安装选择d14=52d15齿轮处轴段,由于小齿轮的直径较小,采用齿轮轴结构,小齿轮齿顶圆直径d15=
85.00d16过渡轴段,要求与d14轴段相同,d16=d14=52d17滚动轴承轴段,d17=d13=45各轴段长度的确定l11根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定,取l11=66l12由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取l12=
53.6l13由滚动轴承的型号和外形尺寸确定,取l13=32l14根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定,取l14=10l15由小齿轮的宽度确定,取l15=85l16根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定,取l16=10l17由滚动轴承的型号和外形尺寸确定,取l17=34图
5.2高速轴的尺寸图表
5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d
173541455285.005245长度l11l12l13l14l15l16l
176653.
632108510345.
2.2高速轴的校核圆周力=
4286.89径向力
4286.89×20°=
1560.30
(1)画出轴的受力简图,受力简图如下图所示;
(2)支撑反力,在水平面上为其中带轮压轴力==
1498.19如高速轴结构图所示=
94.1=77=77==-
1633.49式中负号表示与图中所示力的方向相反,以下同-
1498.19–-
1633.49+
1560.30=
1695.60在垂直平面上为-=-
2143.45轴承A的总支承反力为eq\r+=
2694.93轴承B的总支承反力为eq\r+=
2733.03
(3)弯矩计算
1498.19×
94.1=
140979.
761695.60×77=
130561.50在垂直平面上为-
2143.45×77=-
165045.41合成弯矩,有
140979.76eq\r+=
210443.09
(4)画出弯矩图如下图所示
(5)转矩和转矩图
171475.75齿轮轴和点A处弯矩较大,且A点轴颈较小,故A点剖面为危险剖面其抗弯截面系数为eq\f
3.14×32=
8941.64抗扭截面系数为eq\f
3.14×16=
17883.28最大弯曲应力为=
15.77扭剪应力为=
9.59按弯扭合成进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数
0.6,则当量应力为eq\r+4×=
19.52查得60,故强度满足要求高速轴弯扭受力图
5.
2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图
5.3低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21滚动轴承轴段,d21=65,选取轴承型号为深沟球轴承6213d22轴环,根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74d23齿轮处轴段,d23=67d24滚动轴承处轴段d24=65d25密封处轴段,根据密封圈的标准(毡圈密封)确定,d25=63d26轴3的最小直径,d26=d2min=55各轴段长度的确定l21由滚动轴承的型号和外形尺寸确定,取l21=38l22根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定,取l22=
12.5l23大齿轮宽度,取l23=78l24根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定,取l24=
50.5l25由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取l25=
49.6l26,根据减速器的具体规格确定取l26=82图
5.4低速轴的尺寸图表
5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26657467656355长度l21l22l23l24l25l
263812.
57850.
549.
6825.
2.4低速轴的校核圆周力=
4157.79径向力
4157.79×20°=
1513.31
(1)画出轴的受力简图,受力简图如下图所示;
(2)支撑反力,在水平面上为如低速轴结构图所示=
102.1=78=78-=-
756.66在垂直平面上为=
2078.90轴承A、B的总支承反力为eq\r+=
2212.31
(3)弯矩计算-
756.66×78=-
59019.18在垂直平面上为
2078.90×78=
162153.87合成弯矩,有eq\r+=
172560.55
(4)画出弯矩图如下图所示
(5)转矩和转矩图
706824.58因齿轮所在截面弯矩较大,同时截面还作用转矩,因此此截面为危险剖面已知低速大齿轮键槽=20=6其抗弯截面系数为eq\f
3.14×32-eq\f20×62×65=
23734.35抗扭截面系数为eq\f
3.14×16-eq\f20×62×65=
50681.93最大弯曲应力为=
7.27扭剪应力为
13.95按弯扭合成进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数
0.6,则当量应力为eq\r+4×=
18.25查得60,故强度满足要求低速轴弯扭受力图
5.3轴上零件的固定方法和紧固件
(1)齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计,既齿轮与轴在同一零件上,该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是,可以做成齿轮轴低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接,考虑低速轴的直径较大,因此齿轮与轴分开制造,采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷,键槽加工相对简单
(2)联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器,本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力,适用于安装底座性能好,冲击载荷不大的中,小功率轴系传动,可用于经常正反转,启动频繁的场合联轴器与轴的连接选用键连接方式
5.4轴上各零件的润滑和密封当低速大齿轮转速2m/s时,轴承润滑方式为油润滑;当≤2m/s时,轴承润滑方式为脂润滑低速大齿轮线速度为
1.13m/s,轴承润滑方式选择为脂润滑脂润滑型号选择为ZG-S石墨钙基润滑脂密封件的选择上选毡封油圈,主要是考虑结构比较简单,由于减速器结构简单,毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求并且毡封油圈工作性能可靠选择的毡圈材料是半粗羊毛毡,型号为毡圈41JB/TQ
46065.5轴承的选择及校核
5.
5.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承Ⅰ轴选轴承为6209;Ⅱ轴选轴承为6213;所选轴承的主要参数见表
5.3表
5.3所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r
6209458519527831.
520.
5621365120237411157.
2405.
5.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知,轴承6209的基本额定动载荷Cr=
31.5kN,基本额定静载荷Cr0=
20.5kN
1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系其中A点总支反力=
2694.93NB点总支反力=
2733.03N
2.由于是直齿传动,两轴承不承受轴向力
3.求轴承的当量动载荷P根据工况,查得载荷系数fP=
1.2;X1=1X2=1P1=fP(X1)=
3233.92NP2=fP(X2)=
3279.63N
4.验算轴承寿命因P1P2,故只需验算2轴承轴承预期寿命与整机寿命相同,为10(年)×300(天)×16(小时)=48000h=55378h48000h轴承具有足够寿命输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知,轴承6213的基本额定动载荷Cr=
57.2kN,基本额定静载荷Cr0=40kN
1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系其中A点总支反力=
2212.31NB点总支反力=
2212.31N
2.由于是直齿传动,两轴承不承受轴向力
3.求轴承的当量动载荷P根据工况,查得载荷系数fP=
1.2;X1=1,X2=1P1=fP(X1)=
2654.78NP2=fP(X2)=
2654.78N
4.验算轴承寿命因P1=P2,故只需验算1轴承轴承预期寿命与整机寿命相同,为10(年)×300(天)×16(小时)=48000h=2656567h48000h轴承具有足够寿命
5.6联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴55,根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器主动端J型轴孔、A型键槽、
55、82从动端J1型轴孔、A型键槽、
55、82J55×82选取的联轴器为TL8GB/T4323J155×82联轴器所传递的转矩T=
699.756,查得工况系数KA=
1.5,联轴器承受的转矩为
1049.63查得该联轴器的公称转矩为48000,因此符合要求
5.7键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键C10×64GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=64-10/2=59,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4,根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,查得150MPa,则其挤压强度
73.39MPa150MPa满足强度要求低速轴齿轮处键选择的型号为键A20×74GB/T1096键的工作长度为l=L-b=74-20=54,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6,根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,查得150MPa,则其挤压强度
65.12MPa150MPa满足强度要求低速轴端联轴器键选择的型号为键C16×80GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5,根据齿轮材料为钢,载荷有轻微冲击,查得150MPa,则其挤压强度
71.40MPa150MPa满足强度要求第六章箱体的结构设计
6.1箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座,是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件箱体一般还兼作润滑油的油箱机体结构尺寸,主要根据地脚螺栓的尺寸,再通过地板固定,而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定设计减速器的具体结构尺寸如下表表
6.1箱体的结构设计名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚8机座、机盖凸缘厚度12底座凸缘厚度20地脚螺钉直径20轴承旁凸台半径20轴承座端面到内壁的距离60齿轮端面到内壁的距离15轴承旁联接螺栓直径16机盖机座联接螺栓直径10轴承端盖螺钉直径
86.2减速器齿轮润滑方式减速器齿轮的润滑方式选择为浸油润滑,浸油润滑主要适用于圆周速度v12m/s的齿轮传动传动件浸入有种的深度要适当,既要避免搅油损失太大,又要保证充分的润滑油池要有一定的深度和贮油量设计小结这次关于一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计,是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处通过设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识,为我们以后的工作打下了坚实的基础在设计的过程中,培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备参考文献
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