机械设计基础课程设计双级圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计基础课程设计双级圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计任务书
姓名:
田毅班级:
交通运输工程2班学号:
201131150118指导老师:
夏红梅
设计时间:
2013.12.1—2013.12.26
华南农业大学工程学院
1机械设计课程设计题目及传动方案3
2电动机的选择计算4
3传动装置运动和动力参数的选择计算5
3.1分配传动比5
3.2运动和动力参数计算5
4传动零件的设计计算7
4.1减速器外传动及传动零件设计7
4.2减速器内传动及传动零件设计8
5轴的设计计算12
5.1高速轴12
5.2中间轴13
5.3低速轴15
6轴承的设计17
7联轴器的设计18
8键的设计18
9润滑与密封19
10箱体及附件的结构设计和选择19
11设计小结20
12参考资料20
1机械设计课程设计题目及传动方案
设计题目:
带式输送机传动装置
传动方案:
链传动两级圆柱齿轮减速器电机一两级圆柱齿轮减速器一链传动一工作机
5电动机
4联轴器
3减速器
2链传动
1输送带鼓轮
设计参数:
输送带的牵引力:
F=10KN输送带的速度:
v=0.48m/s提升机鼓轮的直径:
D=390mm
设计要求:
1)输送机运转方向不变,工作载荷稳定。
2)输送带鼓轮的传动效率取为0.97。
3)工作寿命为8年,每年300个工作日,每日工作16小时
2电动机的选择与计算
(1)选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V。
FW
(2)选择电动机容量,电动机所需工作功率为Fd—,工作机所需功率
传动装置的总效率为
轮传动效率5°97。
代入得0.833
所需电动机功率为Fd5.76kW
因载荷平稳,电动机额定功率Rd略大于Pd即可,查表:
丫系列电动机技术数
据,选电动机的额定功率为7.5kW.
(3)确定电动机的转速
601000v
nw
28.65r/min
D
通常,链传动的传动比常用范围为2-5,二级圆柱齿轮减速器为8-40,则总传动
比的范围为ia16200,所以电动机转速的可选范围为
I
nd匚入(16~200)28.65r/min(4585730)r/min
符合这一范围的同步转速有750,1000,1500和3000r/min。
选用1500r/min和
1000r/min的电动机进行比较,查表得:
(安装型定为B3)
万案
电动机型号
额定功
率/kw
同步转速/满载转速
(r/min)
外形尺
寸L
安装尺
寸A
电动机中心高
H
轴伸尺寸
D,E,F
1
Y132M-4
7.5
1500/1440
515
216
132
+0.018,80,10
2
Y160M-6
7.5
1000/970
600
254
160
+0.018,110,12
由于方案1转速高,占用体积也小,故采用方案1.
3传动装置运动和动力参数的选择计算
3.2计算传动装置的运动和动力参数
各轴运动和动力参数
轴名
功率P/kw
转矩T/N•m
转速
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5.76
38.2
1440
1
0.99
1轴
5.70
5.64
37.8
37.4
1440
4.84
0.96
2轴
5.47
5.42
173.8
173.8
297.52
3.46
0.96
3轴
5.25
5.20
583.1
577.3
85.99
3
0.95
4轴
4.99
4.94
1662.8
1646.2
28.66
4传动零件的设计计算
4.1减速器外传动及传动零件设计链传动
由之前的计算,得知从减速器箱体出来后就是链传动,即低速轴输出
P=5.20kw,n=85.99r/min,传动比i=3(滚子链)
1链轮齿数
选Z1=25,大齿轮齿数Z2=i*Z仁3*25=75
2链条节数
初定中心ao=4Op,则Lp2空却空上(生勺)2=131.6节
p2a。
2
取链节数为132
3计算功率
Ka1.0,PcKaP5.20kW(载荷平稳)
4链条节距
由式PoPC估计此链传动工作,Kz(3)1081.34,采用单排链,km1.0,
KzKmz19m
故P03.88kw,查表得当n=85.99r/min时,12A链条能传递的功率为4.0kW,
故采用12A链条,节距p=19.05mm
5实际中心距
将中心距设计成可调节的,不必计算实际中心距。
可取a~a040p762mm
6计算链速
v==P"0.68m/s0.6m/s,符合一般规定。
601000
7作用在轴上的压力
取Fq1.3F,F1000Pc7647.1N,FQ9941.2N
v
8润滑方式
查表得可选用L-AN100(0~40C环境),人工定期润滑或滴油润滑均可。
4.2减速器内传动零件设计
设计的减速器为两级直齿圆柱齿轮减速器
1高速级传动比i1=4.84,高速轴转ni=1440r/min,传动功率Pi=5.64kw,采用
软齿面。
(1)选择材料及确定许用应力
小齿轮材料选用40MnB调质,齿面硬度为241-286HBSHlim1730MPa,
FE1600MPa大齿轮为ZG35SiMn调质,齿面硬度为241-269HBS,
Hlim2620MPa,FE2510MPa
应力循环次数
N830016604801.1109次
(2)按齿面接触疲劳强度设计
设齿轮按8级精度制造,取载荷系数K=1.2,齿宽系数d0.8
小齿轮上转矩T19.55106旦3.6104Nm
取ZE189.8,Zh
2.5
d1
32KT
i11(ZEZH
i1
[H]2
2
=45.42mm
齿数取乙
23,则乙
4.84
23
111,模数
d1
m=—
Z1
1.97mm)
故实际传动比i1
111
"234.83齿宽,
b=dd1
0.845.42mm
36.34mm
取b1
45mmb2
40mmm=2mn实际的d1
Z1
m232mm
46mm,
d21112mm
222mm
中心距a警(46
222)/
134mm
(3)验算轮齿弯曲强度
齿形系数表查得Y^a1
2.80;YFa2
2.20;Ysa1
1.58;YSa2
1.82
F1
F2
(4)
(5)
采
ha*
2KTYFaY
・j-Sa1
b2mZ1
YFa2Ysa2
F1YFaYsa1
计算圆周速度
106.8MPa
96.6MPa
d1n1
v
601000
齿轮的其他参数
用
F]1
F]2
3.41ms
1.0,c*
0.25,ha
ha*m
da2
d2
2ha
226mm
齿根圆直径df1
d1
2hf
41mm
df2
d2
2hf
217mm
50mm
d1
2ha
齿顶圆直径da1
412.8MPa
350.9MPa,安全。
,查表知选用
8级精度即可。
2.0,hf
(ha*
c*)m2.50
2低速级传动比i2=3.46,中间轴转速n2=297.52r/min,传动功率巨=5.42kw,
米用软齿面。
(1)选择材料及确定许用应力
小齿轮、大齿轮材料均选用40MnB调质,齿面硬度为241-286HBS,
Hiimi730MPa,fei600MPa
应力循环次数
N830016604801.1109次
查表得寿命系数Khn0.92;50.86。
取Sf1.25,Sh1,
Khnhlim10.92730
[h]1=世巴四MPa671.6MPa
JSh1
(2)按齿面接触疲劳强度设计
取Ze189.8,Zh2.5
d1
i21(ZEZH
i2[H]
)2=69.78mm
齿数取乙28,则Z2
d1
3.462896.88,模数m=_2.49mm,
z1
故实际传动比i12!
28
3.46,齿宽b=dd1
0.868.9mm55.12mm
J
取b165mmb2
60mm,m=2.5mm,
972.5mm242.5mm
实际的d1z1m282.5mm70mm,d2
齿形系数表查得YFa1
2.65;YFa2
F1
2KTYFa1YSa1
bm乙
171.6MPa
F2
YFa2YSa2
160.8MPa
F1YFa$Sa1
(4)
计算圆周速度v
。
d1d2
2
(3)验算轮齿弯曲强度
2.22;Ysai1.61;YSa21.80
[F】1412.8MPa
[f】2412.8MPa,安全。
d1n2
60~~1000
1.09ms,查表知选用9级精度即可
ha*1.0,c*
0.25,ha
ha*m2.5,hf
齿顶圆直径da1
d1
2ha
75mm
da2
d2
2ha
247.5mm
齿根圆直径df1
d1
2hf
63.75mm
df2
d2
2hf
236.25mm
(5)齿轮的其他参数采用正常齿制,则
(ha*c*)m3.125
5轴的设计计算
5.1高速轴
轴的形状如图,由齿轮数据,定轴从左至右直径分别为
32mm,40mm,50mm,40mm,32mm,27mm,22mm长度分别为17mm,12mm,45mm,113.2mm,17mm,20mm,38mm
由于小齿轮太小,故将小齿轮和轴并在一起设计成齿轮轴,由之前算的数据,得:
da150mm,d46mm,45mm,23,T137.4Nm,取
FrFtan591.9N
(1)求垂直面的支承反力
28F
F1v匚436.1NFqFr%155.8N
3.8
(2)求水平面的支承反力
F1H2.8t1198.2NF2HFtF1H427.9N
3.8
(3)求垂直面和水平面的弯矩图:
MtFvL23.0NmM^印L61.7Nm
(4)合成弯矩图
Ma.23.0261.7265.8N
(5)
危险截面的当量弯矩
MeMa2(T)269.5N
(6)
计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢,调制处理,
5.2中间轴
轴的形状如图,由齿轮数据,定轴从左至右直径分别为
32mm,44mm,50mm,44mm,38mm,35mm,32mm长度分别为17mm,9.5mm,50mm,35.7mm,65mm,10mm,17mm
由之前算的数据,得:
d2
50mm
d1
38mm,
小齿轮*
70mmda1
75mm
Z1
28,
大齿轮d2
222mmda2
226mm
Z2
111,
T173.
8Nm,取
20,
得直齿圆柱齿轮上圆周力
2T■
Ft21=1565.8N,Ft-d2
径向力Fr
Fttan
569.9N
J
Fr'
1
Ftan
=4965.7N
求垂直面的支承反力
(1)
2T
d1
1807.4N
(2)
F1H
F2H
144・2Fr51Fr890.9N
195.7
543.817718621486.4N
求水平面的支承反力
144.2F51F
195.7
2447.8N
149448662369
4083.7N
(3)求垂直面和水平面的弯矩图:
45.9Nm
MaH1
F1HL
126.1Nm
%2F2vL75.7Nm
MaH2
F2HL'
208.7Nm
(4)合成弯矩图
M[i^'Mavf2Ma^2134.2N
/22-
Ma2Ma\2M^2222.ON
(5)危险截面的当量弯矩
Me,Ma2(T)2245.3Nm
(6)计算危险截面处轴的直径
(7)
60MPa,则
轴的材料选用45钢,调制处理,b650MPa,查表得[ib]
5.3低速轴
轴的形状如图,由齿轮数据,定轴从
46mm,50mm,54mm,60mm,65mm,60mm,54mm
左至右直
度分
30mm,30mm,25mm,89.7mm,60mm,17mm,25mm
由之前算的数据,
得:
da247.5mm,d
242.5mm,
97
T577.3Nm,取
20,得直齿圆柱齿轮上圆周力Ft空=4762.1N,
d
径向力FrFtan
1733.2N
(1)
求垂直面的支承反力
132.2Fr1122.1N
204.2
Fr
611.1N
(2)
求水平面的支承反力
F1H
61F
•3083.0N
204.2
F2H
FF1H1679.1N
(3)
F力在支点上产生的反力
F1F
53.5F
204.2
2604.6N
99602609.512545.8N
(4)绘弯矩图:
ML
F1vL
80.7Nm
印L221.7Nm
F力产生的弯矩:
M2FF1F204.2mm531.
在3点处:
MaFF1F72mm187.5Nm
(5)求合成弯矩,考虑最不利的情况,
Ma.MaV2MaH2MV423.4Nm,而M,F531.9Nm
(6)求危险截面的当量弯矩,由(5)可知,在2处的截面最危险,其当量弯矩
Me;M2f2(T)2634.7Nm
(7)计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45钢,调制处理,b650MPa,查表得[胡60MPa,则
IM
d;47.3mm而54mm47.3mm故设计合理。
V0.160
6轴承的设计
(1)高速轴:
由此前设计的高速轴选定滚动轴承代号为7305AC的角接触球轴承
(一对),已知轴承载荷Fr1436.1N,Fr2155.8N,n=1440r/min,预期
寿命Lh38400h(816300),Fs10.68Fr1296.5N,
Fs20.68Fr2105.9N,因为Fs1Fs2,所以轴承2为压紧端,轴承1为
放松端,Fa1Fa2296.5N,查表得e=0.68,而F/Fn0.68,
Fa2/Fr21.9,查表得:
X仁1,丫仁0,X2=0.41,丫2=0.87,故当量动载荷为
P汴1丫乓436.1N
Cri学(60jLh)1/36504.3N,查表得Cr21500NGi,故所选
ft10
7305ACW承适用。
(2)中间轴:
由此前设计的中间轴选定滚动轴承代号为7305AC的角接触球轴承
(一对),已知轴承载荷Fr1890.9N,Fr21486.4N,n=297.52r/min,
预期寿命Lh38400h(816300),Fs10.68Fr1605.8N,
Fs20.68Fr21010.8N,因为FS1FS2,所以轴承1为压紧端,轴承2
为放松端,Fa1Fa21010.8N,查表得e=0.68,而Fa1/Fr11.15,
Fa2/Fr20.68,查表得:
X2=1,Y2=0,X1=0.41,Y1=0.87,故当量动载荷为
PX1Fr1Y1Fa11244.7N
BX2Fr2丫2Fa21486.4N,查表得fp〔Oft1,
fpP.60n1/3
Cr1f-(了Lh)13106.0N,查表得Cr21500NCM,故所选
Tt10
7305AC轴承适用。
(3)低速轴:
由此前设计的低速轴选定滚动轴承代号为7309AC的角接触球轴承
(一对),已知轴承载荷Fr11122.1N,Fr2611.1N,n=85.99r/min,预
期寿命Lh38400h(816300),Fs10.68Fr1763.0N,
Fs20.68Fr2415.5N,因为Fs1Fs2,所以轴承2为压紧端,轴承1为
放松端,Fa1Fa2763.0N,查表得e=0.68,而Fa^Fn0.68,
Fa2/Fr21.25,查表得:
X仁1,丫仁0,X2=0.41,Y2=0.87,故当量动载荷为
PX1Fr1Y1Fa11122.1N
7309ACtt承适用
7联轴器的设计
由之前的计算知电动机轴输出转矩T=38.2N・m,转矩n=1440r/min,由于工作机为
带式输送机,Ka1.5,TcKAT57.3Nm,
2252
选用型号为GYS2联轴器GB/T5843配合高速轴,
J〔2238
查得公称转矩Tn63Nm,许用转速np10000r/min,「n符合
规定。
8键的设计
(A型),查表得:
b=6,h=6,L=30,
4T
37.8MPa,查表得
dhL
(1)高速轴上安装联轴器处采用圆头普通平键
挤压强度校核:
普通平键p
[p]125150MPap,故符合设计
9润滑与密封
(1)齿轮的润滑
采用浸油润滑,齿轮齿顶到油池底面的距离不应小于30-50mm大齿轮浸油应超
过一个全齿高。
(2)滚动轴承的润滑
由于大齿轮圆周速度大于2m/s,采用飞溅润滑,箱座与箱盖结合面上开油沟,采用全损耗系统用油L-AN32。
(3)密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
10箱体及附件的结构设计和选择
10.1减速器机体设计
(1)轴承座部位设加强筋,铸件要有一定的拔模斜度。
(2)轴承座旁联接螺栓位置,并且要紧靠轴承,要有足够的扳手空间
(3)凸缘联接螺栓间距,一般150-200m,均匀布置。
(4)机座、机盖和凸缘要有足够的厚度,以保证减速器的支承刚度。
10.2减速器附件设计
减速器要有以下附件
(1)窥视孔盖和窥视孔
(2)通气器
(3)放油孔及螺塞
(4)油标
(5)起吊装置
(6)定位销
(7)启盖螺钉
11设计小结
这次的课程设计,让我又重新学习了一遍机械设计的知识,并且学会了怎么运用这些知识,虽然遇到了很多困难,需要一次次修改和繁复的计算,但完成时确有一种成就感,同时在困难中学到了更多知识。
这次的课程设计应该是我做过的耗时最多的作业了,但是收获是和花费的时间成正比的。
机械设计是一门注重实践的课程,这次的课程设计让我有机会讲书本上学习的知识运用到实践中,加深了我对机械设计的理解。
12参考资料
机械设计基础》(高等教育出版社第五版)
机械设计综合课程设计》(机械工业出版社第2版)