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会/卷陆Hefe iUn ivers ity课程设计COURSE PROJECT题目:两级斜齿3]柱齿轮减速器系别________机械工程条专业机拙3殳计制造及旬动化学制:___________西年姓名__________江恒学号__________1306032021导师________徐启冬汪―2013年12月22B第3章传动零件的设计计算
3.1普通V带传动的设计计算1)确定设计功率•.•因为带式运输机的载荷平稳,两班制工作即工作时长为16h,则工作情况系数Ki=l.l注查课本P102表
7.
6.・・设计功率p=Ki=
1.1x3=
3.3bv2)选取带型・.•设计功率P=
3.3kw,转速少=心=1430〃min.••经查课本P103图
7.11可知,选取A型带3)确定带轮的基准直径・.•根据课本P103表
7.7可知,A型V带戴路明最小基准直径4他=75mm故可选小带轮的直径di\=1QOmm则大带轮直径为ddi=i\・dd\=
2.7xl00=210mm根据课本P101表
7.3取d(l2=280mm则其传动比误差为』
0.
0370.05,故可用4)验算带的速度n di\.n\Jixl00xl430,v=---------=-----------------=
7.49m/s25m/s=皿60x10060x1000故符合要求5确定V带长度和中心距•;
0.7ddi+d/2do2ddi+ddi・.・初步确定中心距
0.7100+280=266ao2100+280=760又因为要考虑其结构紧凑故取偏小值ao=300mm又•.・以=
2.o+-(出\+dm)+(弘一如2=
1223.90mm24()则根据课本P95表
7.2选V带基准长度为如=1250〃w故实际中心距Q=贝+二_=300+125°_
1223.90=
326.血226)计算小轮包角、・八八dn_dd\__-.八八280—100__-4八__a=180------------x
57.3=180---------------X
57.3=
148.37a
326.17)确定V带根数根据课本P101表
7.3可知单根V带所传递的功率p.=l,3kw根据课本P102表
7.4可查得弯曲影响系数K,=
0.7725x1(尸根据课本P102表
7.5可查得传动比系数K=
1.14故得APo=Kb〃N抡]-—=
0.136bv Ki根据课本P104表
7.8可查得包角修正系数K.=
0.92根据课本P95表
9.2可查得长度系数K=
0.
873.3则V带的根数为2=而皿房元Fwo.^lo^xO.87=国取z=3根8计算初拉力根据课本P94表
7.1可查得单位长度质量m=0Akg/m p.5_K初拉力Fo=500—+mv2=
100.19^ZV Ka9计算作用在轴上的压力e=2zFosin|=2x3xlOO.19xsin^^-=
578.387V10带轮的结构设计在本设计中因其转速较高故设计时材料采用铸钢,又因为设计的大带轮的直径为200mm,则结构形式为腹板式其小带轮的直径为75nnn,则小带轮的结构形式为实心式,V带带轮轮槽尺寸如下表所示小带轮大带轮槽型A型A型基准宽度bd1111基准线上槽深ha心
2.
752.75槽深he1212槽间距e1515槽边距fmin1010轮缘厚凯m66带轮宽度B35050带轮结构腹板式腹板式
3.2高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
3.
2.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮的材料均选用45钢,采用软齿面查课本P129表
8.2查取相关数值可得,小齿轮调质处理,齿面硬度为217-255HBW,平均硬度236HBW;大齿轮正火处理,齿面硬度为162-217HBW,平均硬度为190HBW大、小齿轮齿面的平均硬度差为46HBW,在30-50HBW范围内,故选用8级精度
3.
2.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计.\lKT.u+1ZEZHZCZ/J2”「可WT•(/一)_式中各参数1)小齿轮传递的转矩八=
51.41N・m2)设计时因圆周速度v圆周未知,即动载系数不能确定,故初选载荷系数Kt=l.1〜
1.8,故本题初取Kt=
1.43)根据课本P144表
8.6查得齿宽系数仙=
1.14)根据课本P136表
8.5查得材料弹性系数ZE=
89.8成瓦5)初选螺旋角0=\2则根据课本P136图
8.14可查得节点区域系数Z//=
2.466)高速级传动比u=i2=
4.2667)初选z》23,则Z2==
4.266x23=
98.11,故取z2=98端面重合度=
1.88-
3.2(-+—)cos^=
1.67_Z\Z2_轴面重合度切=
0.31800tan”=
1.71根据课本P136图
8.15可查得重合度系数ZLO.775根据课本P143图
8.24可查得螺旋角系数Z^=
0.998)计算许用接触应力根据课本P146图
8.28-(e)查得小齿轮的接触疲劳极限应力(THv^=510MPa根据课本P146图
8.28-(a)查得大齿轮的接触疲劳极限应力K/lim2=390MP口小齿轮的应力循环次数M=60海心=
6.355x108大齿轮的应力循环次数M=M=
1.49xl()8Z2根据课本P147图
8.29查得接触强度寿命系数(允许局部点蚀)可得小齿轮的接触强度寿命系数ZN广
1.08大齿轮的接触强度寿命系数Z、2=l.16根据课本P147表
8.7查取安全系数S.F
1.0贝旧扁=室也=
615.6M儿SH洲l圣y=
452.4g SH故取[b扁=[CT]H2=452MPa初算小齿轮的分度圆的直径dlt,得Ji3w+1,ZEZZZ2fill u2xl.4x51411x*lx
189.8x
2.46x.775X
0.9*=
46.64〃〃〃V
1.
14.
2664523.
2.3确定传动尺寸1计算载荷系数根据课本P130表
8.3查取使用系数K A=
1.0兀nx
50.40x
529.43…,圆周速度四用=---------------------=
1.40/27/560d x\10n0\060x1000根据课本P131图
8.7查取动载系数K=
1.13根据课本P132图
8.11查取齿向载荷分布系数=
1.11设轴刚性大根据课本P133表
8.4查取齿间载荷分配系数=
1.2故载荷系数K=K成成冰a=
1.0x
1.13x
1.11x
1.2=
1.512对dn进行修正因K与Kt有较大差异,故需对其进行修正,即d、=d词性=
46.64』号=
47.83如K3确定模数mn,d\cos
347.83xcos12_m»=---z.-=-----2-3-----=
2.0J mm故根据课本P124表
8.1查取模数mtI=24计算传动尺寸中心距=些旦=2x23+98=]
23.70〃〃〃2cos/2cos12*即圆整为a=125mm,则螺旋角Q〃z〃zi+z2223+98p=arccos-------------=arccos-----------=
14.502a2x125因为B值与初选值相差较大,故与B值相关的数值需要修正,修正后结果是=
1.
65、=
2.
08、ZA=
0.
78、2^=
0.
981、=
46.55〃〃〃、d\=41ASmm o显然B值改变后,山的计算值变化很小,因此不再修正nin和a故d\—,n,,Zi-2-23=
47.
547.48〃〃77,合适cos#cosl
4.5d2=必-=2x-9-8------=202A5mm cos”cosl
4.5又•/bi=pudi=l.lx
47.51=
52.261mm即取庭=53mm又b\=所+5-10/nm取81=60m/z
3.
2.4校核齿根弯曲疲劳强度6=洛脉邯园式中各参数:载荷系数K、输出转矩
二、模数叫、小齿轮分度圆直径山同前齿1宽b=bi=53mm2齿形系数和应力修正系数Ys3Zv.==—§—=
25.35当量齿数5C
4.5Zv2=—=8=
107.99cos pcos
14.5由课本P139图
8.19查取YF1=
2.61YF2=
2.25由课由课本P140图
8.21查取重合度系数K=
0.72本由课本P143图
8.26查取螺旋角系数》=
0.88许用弯曲应力由课本P146图
8.28-f查取弯曲疲劳极限应力6W=220MPO由课本P146图
8.28-b查取弯曲疲劳极限应力6而2=170MP〃由课本P147图
8.30查取弯曲强度寿命系数*==
1.0由课本P147表
8.7查取安全系数为SF=
1.25故[川=些空=些四=176依〃SF
1.25YN2J1lim
21.OX
170._..136MPa P139图
8.20查取Ysi=l.
59.YS2=
1.80456\y\F2-SF
1.25即2KTI GF\=---------YnYsiYfY/j bmndi
1.51x51411x2-八is八”sc=-----------------x
2.61xl.59x
0.72x
0.8853x2x
47.51=
81.06MP〃[b扁YFIYSI OF
2.25x
1.80”111#r ri62=gx=
81.06x=J9A\MPa\G\F2Y^Ysx
2.61x
1.59由计算可知满足齿根弯曲疲劳强度
3.
2.5计算大、小齿轮其他几何尺寸名称计算公式计算数值模数叫2螺旋角P
14.5压力角a20法向齿距PnF”兀
6.28齿顶高ha=mn2齿根高hf=l.25mn
2.5全齿高h=
2.25mn
4.
547.
510.m»z\d\—分度圆直径cos/.ninZi
202.45012=----COS”齿顶圆直径da\=d\+2mn
51.510d,2=di+lnin
206.450齿根圆直径dt\=d\-
2.5mn
42.510dj2=di-
2.5m”
197.510中心距dx+di
124.98a=-------
23.3低速级斜齿圆柱齿轮传动设计
3.
3.1选择齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械,故大、小齿轮的材料均选用40Cr,采用硬齿面查课本P129表
8.2查取相关数值可得,小齿轮调质■表面淬火处理,齿面硬度为45〜55HRC,平均硬度为55HRC;大齿轮调质■表面淬火处理,齿面硬度为40〜50HRC,平均硬度为55HRC选用7级精度
3.
2.2初步计算传动主要尺寸因为是硬齿面闭式传动,故按齿根弯曲疲劳强度进行设计mn i\--=--V妙[巩式中各参数1)小齿轮传递的转矩7;=
210.57N・m2)初选Z3=26,则Z4=Z3“3=26x
3.047=
79.222取z4=793)由课本P144表
8.6选取齿宽系数肉=
0.54)初选p=12则得£a=
1.88-
3.2-+—cos/=
1.68_Z1Z2_轴面重合度辱=
0.31tan/=.88根据课本P140图
8.21可查得重合度系数Ye=
0.696根据课本P143图
8.26可查得螺旋角系数=
0.945初选K=
1.36齿形系数和应力修正系数Ys Zv3=——=——=
26.61当量齿数5cos12Zv4=-^-=—^—=
85.48cos pcos12由课本P139图
8.19查取YF3=
2.
59、YF3=
2.23由课本P139图
8.20查取Ys3=l・
60、YS3=
1.797许用弯曲应力由课本P146图
8.28-f查取弯曲疲劳极限应力gm3=360MP〃由课本P146图
8.28-b查取弯曲疲劳极限应力gm4=360MP〃由课本P147表
8.7查取安全系数为S=
1.25故小齿轮3与大齿轮4的应力循环系数分别为M=60〃汕=60x
124.15x1x2x8x250x5=
2.42x1082M
2.42xl8_n_in7M=——==
7.95x10Z
33.047由课本P147图
8.30查取弯曲强度寿命系数==
1.0故许用弯曲应力r1Kv3gim
31.0x360CQOWD TF3=-------------------------=--------------------------=2SSMPa SF
1.25[d-=止5=L2冬=288SF
1.25YF3YS
32.56x
1.60-T—I—=---------=
0.0142[CT]F3288曾=
2.23xl.79=oo|39288RR YFYSYF31S3C〜5所以T-r=7-1—=
0.0142\a\F8初算法面模数m nt、12Kt TMcos2YrYs_Hint N3I--------------=-------------------------7-----T-—
0.5X
2623.
3.3计算传动尺寸1计算载荷系数K根据课本P130表
8.3查取使用系数KA=
1.0圆周速度响=一5=
2.49x26x
124.15=
0.43m/.60xl000cos/60xl000cos/根据课本P131图
8.7查取动载系数K=
1.06根据课本P132图
8.11查取齿向载荷分布系数希=
1.08(设轴刚性大)根据课本P133表
8.4查取齿间载荷分配系数S
1.2故载荷系数K==
1.0x
1.13x
1.11x
1.2=
1.3742对%进行修正=
2.49I%,-
2.53mm\K,
1.3根据课本P124表
8.1查取为tn“=3nm3计算传动尺寸顽zi+Z23x26+79中心距为c
161.01〃〃〃2cos”2cosl2圆整为=160mm修正螺旋角君湍妇.262a do=mnZy3x26=
79.268〃〃〃cos.
10.26,所以一.c万os3/X79=
240.851/nm coscos.
10.266b
3.m=顿nZ411=
0.5x
79.268=
39.634/wm「•bi=b=C l440=m-m--b\-45mm所以取
3.
2.4校核齿面接触疲劳强度式中各参数K、丁、b、山值同前1齿数比u=i3=
3.0472由根据课本P136表
8.5查得材料弹性系数Z-=
189.
8、/新瓦根据课本P1363图
8.14可查得节点区域系数Z.F
2.484根据课本P136图
8.15可查得重合度系数Ze=
0.835根据课本P136图
8.24可查得螺旋角系数Z/7=
0.99067许用接触应力根据课本P146图
8.28-g可查得接触疲劳极限为lim3=0W lini4—1200A/PCl根据课本P147图
8.29可查得寿命系数Z\,3=
1.
0、ZV4=
1.15根据课本P147表
8.7可查得安全系数S1=l.0C1lim
31.OX1200‘me八\y\H3=---=------------=1200MPa则SH
1.0[T]H4=而=1・15X1200=13S0MPa SH
1.0即许用接触应力1T]H=1200MPa TH=ZEZHZ{Z/J2K7;.+1bdy u2灯374x
210570、丝竺1・..=
189.8x
2.48x
0.83x
0.990x40X
79.
26823.047=
675.5MPa[CJ]H=1200MPa所以满足齿面接触疲劳强度
3.
3.5计算齿轮传动其他几何尺寸名称计算公式计算数值模数mn3螺旋角P
10.26压力角a法向齿距Pn=mn兀
9.42齿顶高ha=mn3齿根高hr=l.25mn
3.75全齿高h=
2.25mn
6.75分度圆直径
79.268d\--------cos”.mnZi
240.851d2=-----cos”齿顶圆直径da\-d\+ZlTln
85.268da2=d+2tn〃
246.851齿根圆直径d\=d\-
2.5mn
71.768dj2=di一
2.5m”
233.3351中心距di+da
160.06a=-------2第4章轴类零件的选择及校核计算
一、初步设计在展开式二级减速器中有低速轴、中间轴、高速轴其中低速轴和高速级小齿轮是在一起加工的,中间轴和高速级大齿轮、低速级小齿轮是装配在一起的,低速轴和低速级大齿轮装配在一起,齿轮与轴是通过间接的,器装配简图如下
4.1减速器高速轴(I轴)的设计计算
4.
1.1选择轴的材料因轴传递的功率不大,并对质量及结构尺寸五特殊要求,故选用常用材料45钢,调质处理
4.
1.2初算轴径对于转轴,按扭转强度初算轴径,查取课本P193表
10.2得0106〜118mm考虑轴端弯矩比转矩小,故取C=106则Jnin=QP-=1063285=
18.575mm m,n V/Il V
529.63考虑键槽的影响,则取dmin=
18.575x
1.05=
19.50质
4.
1.3轴的结构设计1)轴承的结构形式为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式因传递功率小,齿轮减速器效率高,估计轴不会长,故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式由此,所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194图
10.7示然后,可按轴上零件的安装顺序,从dmin处开始设计2)带轮及轴段
①取轴径d顽=20mm轴段1的长度应与带轮的宽B相同则li=50mmo即轴段
①的直径di=21mm3)密封圈及轴段
②在确定轴段2的直径时,应考虑密封圈的尺寸这方面查机械设计手册,可选用毡毛油封JB/ZQ4606-1986中的轴径为25mm的,则轴段2的直径ch=25mm4)轴承及轴段
③与轴段
⑦考虑齿轮的轴向力,轴承类型选深沟球轴承轴段
③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现暂取轴承型号为6006C,查轴承手册,内径d=30mm,外径D=55mm,宽度B=13mm,定位轴肩直径d=36mm,轴上定位端面的圆角半径r“s=lmm故轴段
③的直径d3=30mm通常同一轴上的两个轴承取相同型号,故轴段
⑦的直径d=30mm,轴段
⑤的长度L=13mm5)齿轮及轴段
④轴段
④上带有齿轮齿轮,还要考虑到轴承的装卸,轴段直径应该根据应根据6006C轴承的定位轴肩直径也确定,即d4=da=36mm6)机体及轴段
②、
③、
④的长度轴段
②、
③、
④的长度
12、
13、L除与轴上零件有关外,还与机体及轴承盖等零件有关通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸为避免转动齿轮与不动机体相碰,应在齿轮端面与机体内壁间留有足够间距11,由课本P198表
10.3,可取H=15mmo已知减速器的转速与功率较低,为临润滑,则设计有挡油环另为补偿机体的铸造误差,轴承应深入轴承座孔内适当距离,以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上,为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离△=10mm为保证拧紧上下轴承链接螺栓所需扳手空间,轴承座应有足够的宽度C,故轴承座的宽度取C=50mmo根据轴承7006C的外圈直径,由机械设计的轴承盖凸缘厚度e=8mm为避免带轮端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰,带轮端面与轴承盖间应有足够的间距K,可取K=15mm o在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖与带轮的相互位置后,轴段
2、
3、6的长度就随之确定下来,即h=B=13mm b=50mm h=165mm I轴的主要尺寸(单立mm)di d2ch d4d52125303630li I2I314Is48501316513进而,轴承的支点及力的作用点键的跨距也随之确定下来,6006C的轴承力作用点距外环原边
6.5mm,取该点为支点取带轮的的中心为力作用点,则可得跨距为L=
80.5mn、L,=
116.5mm、Ly=
61.5/7m7)键连接带轮与轴的轴向连接采用A型普通平键连接,则键8x7x45GB/T1096-2003c8)设计草图
4.
1.4轴的受力分析1)轴的受力分析图2)计算支承反力27^=2x51410=21648/v圆周力:
447.510《=£■^^■=
2164.18tan2=
813.61N cos”径向力:cos
14.5轴向力:F=/;tan=
2164.18x tan
14.5*=
559.69N万-——旦——-——
2164.19——=
2378.84N cos20°x法向力:cos
14.5°cos%cos0在水平面上D Fr-L.+Fa-d/
2813.61x
61.5+
559.69x
47.510/2心L\\H—■==
355.o/V L2+
4116.5+
61.5R2H=Fr-R]H=
813.61-
355.8=
457.81/V在垂直平面上Ry=Ry=已/2=
2164.19/2=
1082.1N轴承I的总支承反力R=』R.+R;v=
1154.36N轴承IT的总支承反力R2=』R;H+R;v=
1159.537V3画弯矩图在水平面上a-a剖面左侧M.H=///£2=
355.8x
116.5=
41450.7N-mm b-b剖面右侧M.H=R2H•乙3=
457.81X
61.5=
28155.315N•在垂直平面上Mav=%•A=
1082.1x
116.5=
126064.65N-mm合成弯矩a-a剖面左侧Ma=」M H+=
132703.8N-mm a-a剖面右侧M.=JM出2+AV2=
129170.5N•mm
4.
1.5校核轴的强度a-a剖面左侧,因弯矩大,有转距,故a-a剖面左侧为危险剖面由于这是齿轮轴,则轴的强度在齿轮的地方强度最大a-a剖面左侧,因弯矩较大,有转矩,还有键槽引起的应力集中,故a-a剖而左侧为危险剖面由附表
10.1得抗弯剖面模量E-竺铲=6捋7抗扭剖面模量虹顽-学*
96.弯曲应力6=6=
37.6M Pci4=0扭剪应力蓦=43皿=tm=Tr/2=
21.6MPa对于调质处理的40Gr钢,由表
10.1查得:6=758MPu a=55OMPa T-i=350MPa T-\=200MP查得材料的等效系数S二°3归=0』5键槽引起的应力集中系数,由附表
10.4查得:险=
1.95,K,=
1.795绝对尺寸系数,由附图
10.1查得=
0.8,=
0.76轴磨削加工时的表面质量系数由附图
10.2查得少=
0.91所以求得安全系数S°=-----=
3.47Kb——Gi+=-----=
3.38——Ta+11/70m查表
10.5得许用安全系数[S]=
1.3〜
1.5,显然S[S],故剖面安全
4.
1.6校核键的强度带轮处键连接的挤压应力474x
4.2x10,55=—=------------=29A1MPa dh,20x6x56-8取键、轴及带轮的材料为钢,查表的同p=120~150MPa显然,故强度足够
4.
1.7校核轴承寿命由机械设计手册查6006轴承得013200N,Co=8300/V o1计算轴承的轴向力F=A=
559.69N显然,S2+ASI,因此轴有左移趋势,但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将使轴保持平衡,故事两轴承的轴向力分别为=
559.69N凡2=
463.812N比较两轴承的受力,FnFri及Fq,故只需校核轴承I2计算当量动载荷由Fai/co=
693.38/8300=
0.084,查【1】表11T2得e=
0.28因为竺=竺兰=.870*Fri
797.20所以X-
0.44,Y=
1.36当量动载荷P=XF”+YF”=
0.44x
1154.36+
1.26x
559.69=
1213.13N3校核轴承寿命轴承在100C以下工作,查【1】表11-9得fr=
1.0o载荷变动小,为减速器用轴承查【1】表11-10,得fP=
1.5o轴承I的寿命=鑫(备端5四已知减速器使用10年,每年按300天计,两班工作制,则预期寿命Lh=8x2x250x5=20000h显然,队>京故轴承寿命充裕
4.2减速器高速轴(I[轴)的设计计算
4.
2.1选择轴的材料因轴传递的功率不大,并对质量及结构尺寸五特殊要求,故选用常用材料45钢,调质处理
4.
2.2初算轴径对于转轴,按扭转强度初算轴径,查取课本P193表
10.2得C二106〜118mm考虑轴不是外伸轴,故取C=118则
2.74d min=Cn—=118J=
33.04e n\
124.15考虑键槽的影响,则取dmin=
33.40x
1.1=
36.344/wm
4.
2.3轴的结构设计1)轴承的结构形式为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式因传递功率小,齿轮减速器效率高,估计轴不会长,故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式由此,所涉及的轴承部件的结构形式如课本P194图
10.7示然后,可按轴上零件的安装顺序,从dm处开始设计2)轴承轴段
①及轴段
⑤取轴径dmin=36mm又因为轴段
①要与轴承装配,则由设计手册P77表
7.7可得应选轴承型号为7008C,其内径d=40mm,外径D=68mm,宽度B=15mm,定位轴肩直径da=46mm,轴上定位端面的圆角半径fas=1mmo即轴段
①的直径di=40mm,而且li=l5=15mm3)轴段
②和轴段
④(轴段
②与大齿轮相连接)在确定轴段
②的直径时,应考虑轴承的定位轴肩直径轴段2的直径d2=46mm o齿轮单向固定,故轴轴段
②的长度12=
79.5mm和轴段
④的长度L=
66.5mmo4)齿轮与轴段
③轴段
④上安装齿轮,考虑到齿轮的轴向固定,即h=(
0.07-().1)《=
3.22-
4.6mm故轴段
③的直径为d3=50mm,故轴段
③的长度为13=15mm o表7-1II轴的主要尺寸(单位mm)di dod3ch d5h12k14Is
40465046401566.
51579.5155)键连接齿轮与轴的轴向连接采用A型普通平键连接,则两键均选键14x9x40G B/T1096-20036)设计草图:7)键的强度校核齿轮处的键连接压力为:ap=
1.5^=U5S6MPa[7」=120〜150MP〃,S0],故强度足够
4.3减速器高速轴(III轴)的设计计算
4.
3.1选择轴的材料因传递功率不大,并对质量及结构尺寸无特殊要求,故选用常用材料45号钢,调质处理
4.
3.2初算轴径对于转轴,按扭转强度初算轴径,查表
10.2得C=
126、103,考虑轴端弯矩比转矩小,故取0106,则d min=Q—L=106—:——=
42.54/nm\m V
40.74考虑到键槽的影响,故dmin=
42.54xl.l=
46.79〃〃〃
4.
3.3结构设计1)轴承部件的结构形式为方便轴承部件的拆装,减速器的机体采用剖分式结构因传递功率小,齿轮减速器效率高、发热小,估计轴不会长,故轴承部件的固定方式可用两端固定方式由此,所设计的轴承部件的结构形式如结构草图图所示,然后,按轴上零件的安装顺序,从dm处开始设计2)联轴器及轴端
①在本题中山访就是轴端
①的直径,又考虑到轴端
①上安装联轴器,因此,轴端
①的设计应与联轴器的设计同时进行通过计算得转矩T3=6\M\QN.mm为补偿联轴器所连接的俩轴的安装误差,隔离振动,选用滑块联轴器查表
13.1取KA=
1.3,则计算转矩Tc=
1.3x616410=801333N〃i由机械设计手册查的GB/ZQ4384-2006中的WII7型联轴器符合要求公称转矩为900N・m,许用转矩为3200r/min,轴孔直径范围为40~48质考虑d.in=
46.79mm,故取联轴器轴孔直径48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端的代号为WH748*84GB/ZQ4384-2006同理,轴端
①的直径dm=48mm,轴端
①的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取/=84m/n3密封圈与轴端
②在确定轴端
②的直径时,应考虑联轴器的固定及密封圈的尺寸俩个方面当联轴器右端用轴肩固定时由书图
10.9中公式计算得轴肩高度h=
2.l3mm,轴端
②的直径最终由密封圈确定查机械设计手册,可选用毡圈油封JB/ZQ4606-1986中的轴径为50imn的,则轴端
②的直径d2=50mmo4轴承与轴端
③及轴端
⑦考虑齿轮有轴向力,轴承类型选角接触球轴承轴端
③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现暂取轴承型号为6011C,查轴承手册,内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=18mm,定位轴肩直径d广62mm,轴上定位断面的圆角半径rAS=lmmo故轴端
③的直径d3=50mmo通常同一根轴上的俩个轴承取相同型号,故轴端
⑦的直径d7=50mm,轴端
⑦的长度与轴承宽度相同,故取17=411111105轴端
④轴端
④用于轴承的轴向固定,为减小应力集中,并考虑右端的拆卸,段端
⑥的直径应根据7209C轴承的定位轴肩da确定,故取d1=62mm轴段
⑥与轴端
④都用于轴承的轴向固定,故d6=d4=62mni6段端
⑥与齿轮齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段
⑥的直径按书图
10.9中公式计算得轴肩高度h=
3.0广43,取d5=68mmo按书图
10.9中公式计算得轴环宽度为b=l.4h=l.4d5-d4/2=l.4*50-43/2=
4.9mm,可取轴段
⑤长度4=20mm o7机体与轴端
②,
③,
④、
⑥的长度由定轴I相关尺寸数据可得l2=52mm,l3=18mm,l4=74mm,l6=38mmo进而,轴承的支点及力的作用点间的跨距也随之确定起来取轴承中点为支点取联轴器轮毂中点为力作用点,则可得跨距匕=50m/7i,L2=103mm,Ly=103〃〃〃表7-2III轴的主要尺寸肖也位mm7011C di d2d3d4d d6d748505562686255li121314151617825218742038418)键连接联轴器及齿轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接,分别为键414x9x45及键A18X11X369)联轴器处的键连接压力为4T—=\i
2.36MPa p
1.5出4b」=120〜150M/S显然,尸<[」,故强度足够齿轮处的键连接压力为%=1啊=123°6MF〃b」=120〜150初S故强度足够10)结构设计草图如图所示
二、最终设计在装配构成中,有考虑到了轴承的两端固定,而且轴承采用脂润滑要考虑设计挡油环而且在设计中考虑到的齿轮的轴向力,故齿轮也采用两向固定故对三根轴局部尺寸进行调整,得最终装配图如下故三根轴的尺寸调整如下:I轴的主要尺寸(单4立mm)di d2ch d4d5键轴承212530363014-9-456006C li121314k48501316513II轴的主要尺寸(单位mm)di dch d4d.s键1键2轴承404650464014-9-4514-9-456008C iiU
1314151566.
51579.515III轴的主要尺三,(单位mm)did2ch d4d5d6d7键1键2轴承4850556268625514-9-418-11-6011C hh1314h161753682521874203841第5章联轴器的选择与计算轴段最小直径为45mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器由机械设计手册查的GB/ZQ4384-2006中的WH7型联轴器符合要求公称转矩为900N-m,许用转矩为3200r/min,轴孔直径范围为40〜48mm考虑d.in=
46.79mm,故取联轴器轴孔直径48mm,轴孔长度84mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端的代号为WH748x84GB/ZQ4384-2006o目录
1.
11.
11.
21.
32.
32.
32.
42.
7.11查得润滑油可采用代号为L-AN22的全损耗系统用油GB443-1989根据机械设计手册表
7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492T9892密封类型的选择1)轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封2)箱体结合面密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封3)轴承箱体内,外侧的密封轴承箱体内侧采用挡油环密封,轴承箱体外侧采用毛毡圈密封第7章减速器附件的选择与设计
7.1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等,并可用该孔向箱内注入润滑油,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M8紧固其结构设计如装配图中所示
7.2油螺塞放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封其结构设计如装配图中所示
7.3油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出.其结构设计如装配图中所示
7.4通气孔由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡.其结构设计如装配图中所示
7.5吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体
7.6起盖螺钉减速器在安装时,为了加强密封效果,防止润滑汕从箱体剖分面处渗漏,通常在剖分面上涂水玻璃,因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开,为了便于开启箱盖,设置起盖螺钉,只要拧动此螺钉,就可顶起箱盖其结构设计如装配图中所示
7.7定位销为了保证箱体轴承座孔的篷削和装配精度,并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度,箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位其结构设计如装配图中所示第8章减速器箱体的设计减速器的箱体采用铸造制成,采用剖分式结构为了保证齿轮啮合精度,大端盖分机体采用H7/r6配合为了保证机体有足够的刚度,在机体外加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为
30、501^为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度机体结构应有良好的工艺性,外型简单减速器箱体主要结构尺寸箱底结构尺寸区1箱座壁厚8O.Q25a+388mm2箱盖壁厚研
0.02a+388mm3箱座凸缘厚度b
1.5512mm4箱盖凸缘厚度bi
1.5q12mm5箱座底凸缘厚度b
22.5S20mm6地脚连接螺栓直径df0Q36o+
1217.67mm a2500^,^1=47地脚连接螺栓数目n□250〜5XM,n=64个a500t,n=8地脚连接螺栓到外壁距8G见pl61表11-224离地脚连接螺栓到边缘距9C2见pl61表11-222离10轴承旁连接螺栓直径di O.75df16mm11轴承旁连接螺栓到外G见pl61表11-220壁距离轴承旁连接螺栓到边缘12C见pl61表距离211-21813盖与座连接螺栓直径d2D5〜
0.6df10mm14连接螺栓的d2间距1150〜200175mm盖与座连接螺栓到外壁15G见pl61表11-216距离盖与座连接螺栓到边缘16c2见pl61表11-214距离17轴承端盖螺钉直径da Q4〜
0.5df8mm18窥视孔盖螺钉直径d
40.3〜
0.4df6mm19销钉直径ds D.7〜
0.8d28mm第九章设计小结机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练,对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识本次课程设计主要设计的是带式运输机的减速器装置部分,本着结构紧凑,成本低,通用性强等设计在设计的过程中也遇到了很多麻烦,例如尺寸总是校核不正确结果只得一改再改尺寸,有关设计所设计到得结构部分不是很了解,通过查阅大量资料从而一步步攻克各项难题由于在设计方面我们没有经验,理论知识学的不牢固,在设计中难免会出现这样那样的问题,如在选择计算标准件是可能会出现误差,如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大在整个设计中装配图的绘制是最复杂的,绘制之前需要对其结构进行计算,并且每一个细节都需要注意,例如轴承端盖与轴之间需使用毡圈油封,且与轴之间应有较小的间隙;每一个螺栓、螺钉都需要经过计算,不可随意选择,特别是起盖螺钉,螺栓的连接需注意细实线的画法;轴承如选用脂润滑需要挡油环,在装配图上需把油杯表示出来,并且润滑脂、润滑油的选择都需要经过查阅手册确定并且在绘图之前应先对所选的键、联轴器、轴承等进行校核,否则修改比较复杂且本次课程设计与之前所学课程紧密的连接着,例如材料力学中所学的弯扭矩、公差与测量中的公差标注等,当然最紧密的还是机械设计与机械原理,在应用的过程中使我们对之前所学课程进行了复习,同时使我们能更加熟练地掌握CAD绘图技术,同时也进一步熟练了常用的数据处理软件的用法,对我们以后有很大的帮助通过这次课程设计也使我们对设计有了深刻的认识,也了解到了设计的规范化在设计的过程中,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,在设计的过程中还培养出了我们的团队精神,大家共同解决了许多个人无法解决的问题,在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足,在今后的学习过程中我们会更加努力和团结通过本次课程设计,不仅丰富了我们的理论知识,还包括一些自己心得,那就是做什么事都不能急躁,要一步一个脚印就像这次设计看着庞大的一个减速器无从下手,但细分下来它所有的结构都是我们所学过的,还有就是遇到不懂得问题一定要问只有这样你才能提升自己同时,此次设计锻炼了我的耐心、细心,相信会使我以后能够更加用心的去完成每一个作业总之,一分耕耘一分收获,可以说,过程是辛苦的,结果是欣慰的在设计过程中必须严肃认真,刻苦钻研,精益求精,还要积极思考,主动提问,及时向指导老师汇报情况,并注意处理一些问题,才能在设计思想,设计方法和技能上获得较大的锻炼和提高在本次课程设计过程中,我们的指导老师王老师一直在陪伴着我们,在旁边给我们悉心的指导,在此对王老师表示衷心的感谢!参考文献[1]王黎钦陈铁鸣主编,机械设计,第5版哈尔滨工业大学出版社,2010年1月12]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册[M].3版.北京高等教育出版社,
2010.[3]王黎钦,陈铁鸣.机械设计[M].5版.哈尔滨哈尔滨工业大学出版社,
2010.14J机械工程师手册编委员会,机械工程师[M].3版.北京机械工业出版社,
2007.[5]王佰平.互换性与测试技术测量[M].2版.北京机械工业出版社,
2008.第1章机械设计课程设计任务书
1.
1.设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器,图示如示连续单向运转,载荷平稳,两班制工作,使用寿命为5年,作业场尘土飞扬,运输带速度允许误差为土5%o2/一II---------II-----------II-------A5…携图1带式运输机
1.
2.设计数据表1设计数据运输带工作拉力运输带工作速度卷筒直径F NVm/s Dmm
35000.
643001.
3.设计要求
1.设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整0,5结尾且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm,安装在减速器上的大带轮不碰地面,减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉,运输带速度允许误差为土5%
2.减速器装配图A0一张
3.零件图2张.04,设计说明书一份约6000〜8000字
1.
4.设计说明书的主要内容
1.封面(标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)
2.目录(包括页次)
3.设计任务书
4.传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)
5.电动机的选择计算
6.传动装置的运动及动力参数的选择和计算
7.传动零件的设计计算
8.轴的设计计算
9.滚动轴承的选择和计算
10.键联接选择和计算
11.联轴器的选择
12.设计小结(体会、优缺点、改进意见)
13.参考文献
1.
5.课程设计日程安排表2课程设计日程安排表1准备阶段1天2传动装置总体设计阶段1天3传动装置设计计算阶段3天4减速器装配图设计阶段5天5零件工作图绘制阶段2天6设计计算说明书编写阶段1天7设计总结和答辩1天第2章传动装置的总体设计
2.
1.传动方案拟定由题目和带式运输机的结构简图可知传动机构类型为展开式二级圆柱齿轮减速器,本传动机构的结构特点是减速器横向尺寸小,
2.
2.电动机的选择1)选择电动机的类型选择Y系列三相异步电动机2)选择电动机的功率•・•运输机主轴上所需功率=旦=3500x
0.64=
2.24^vv10001000•・•传动装置总效率〃=V带传送效率0=
0.96齿轮传动(闭式,精度等级为8):2=
0.97滚动轴承(角接触球轴承4对)〃3=
0.99联轴器(十字滑块联轴器)4=
0.98运输带的效率5=
0.96注查《课程设计手册》表1-5〃=
0.8136••・电动机所需功率为片=冬=黑^=
2.75知〃
0.8136查《课程设计手册》表12-1可取电动机的额定功率为Pd=3kw3)确定电动机的转速・.・V带的传动比it=2-4二级圆柱齿轮减速器传动比i2-8-40・・・总传动比i=16-160又・・5=丝祟窘=
40.74,/min・,.=i•m即m=
651.84〃min-
6518.40/7min又因为Y系列的转速有750r/min,lOOOr/min,1500r/min,3000r/min四种类型,这里选用Y100L2-4,具体数据如下:方案电动机型号电动机额定功率(kw)同步转速(r/min)1Y100L2-
4315002.
3.计算总传动比及分配各级的传动比1)总传动比的计算Y100L1-4的满载转速为1430r/min.・3=竺=些^=
35.1nw
40.742)多级传动中,总传动比:心讶3展开式二级圆柱齿轮z2=
1.4/3h为V带传动比zi=
2.7L为减速器高速级传动比为减速器低速级传动比.•32=
4.266,3=
3.
0472.
4.运动参数及动力参数计算1)各轴的转速的计算电动机n,n=1430/7min高速轴〃1=竺=
529.63〃min i\中间轴ni=一=
124.15/7min12低速轴=—=
40.74r/min13艮|J〃4=〃3=nw=
40.74/7min2)各轴间的传动效率电动机轴与减速器高速轴(轴I)传动效率7—097减速器高速轴(I轴)和减速器中间轴(II轴)功2=〃以〃3=
0.96减速器中间轴(II轴)和减速器低速轴(III轴)〃23=〃町3=
0.96减速器低速轴(III轴)和卷筒轴的传动效率=
0.973)各轴输入功率计算电动机输出功率Pd=3kw减速器高速轴R==
2.883减速器中间轴P2=R3=
2.765灿减速器低速轴P3=P”〃2・〃3=
2.655知卷筒轴P,=P”〃3・4=
2.576即4)各轴输出功率减速器高速轴[=1・〃3=
2.85知减速器中间轴P;=Pzr]3=
2.737kw减速器低速轴R=P3•=
2.628S卷筒轴4=P“〃3=
2.55知,5)各轴输入转矩电动机输出转矩7;/=9550—=
20.03N.m nm减速器高速轴71=9550—=
51.93w.m n\减速器中间轴71=9550—=
212.69TV.77t减速器低速轴T,=9550—=
622.37N・m〃3卷筒轴^4=9550—=
603.85/.zn m6)各轴输出转矩减速器高速轴7;=rx〃3=
51.41N.〃z减速器中间轴写=7\•中=2\
0.57N・m减速器低速轴7;=八•〃3=
616.144N.Z卷筒轴7;=兀・〃3=
597.81Nm注运动和动力参数的计算数值详见下表:轴转速输入功输出功输入转矩输出转矩传动传动效r/min率kw率kw N-m N-m比率电动机
1430320.03轴
2.
70.97减速器
529.
632.
882.
8551.
9351.41高速轴
4.
2660.96减速器
124.
152.
7652.
737212.
69210.57中间轴
3.
0470.96减速器
40.
742.
6552.
628622.
37616.14低速轴
10.97卷筒轴
40.
742.
5762.
55603.
85597.81。