【二级减速器】机械设计课程设计计算说明书要点.pdf
《【二级减速器】机械设计课程设计计算说明书要点.pdf》由会员分享,可在线阅读,更多相关《【二级减速器】机械设计课程设计计算说明书要点.pdf(29页珍藏版)》请在三一文库上搜索。
1、机械设计课程设计 计算说明书 设计题目:带式运输机传动装置 材料 0802 班 设计者:半仙 指导老师:神仙 2010 年 10 月 09 日 - 2 - 目录 一、设计任务书(3) 二、说明书正文(4) 1. 传动方案的拟定(4) 2. 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算( 5) 3. 传动零件的设计计算(7) 齿轮传动设计参数选择与计算结果(13) 4. 轴和轴上零件设计及其强度校核(15) 1)初算轴径(15) 2)联轴器选择(16) 3)初步绘制装配底图确定各轴位置(17) 4)输入轴设计( 45 钢,调制处理) (18) 5)中间轴设计( 45 钢,调制处理) (20) 6)
2、输出轴设计( 45 钢,调制处理) (22) 5. 减速器箱体的附件设计及其与润滑(24) 三、设计小结(26) 四、参考资料(27) - 3 - 机械设计课程设计任务书 设计题目:带式运输机传动装置 设计者:材料 0802 半仙 一、 设计数据及要求 1. 输送带牵引力 (KN) :3.0 输送带速度 (m/S):1.4 输送带滚筒直径(mm):400 2. 滚筒效率: =0.96(包括滚筒与轴承的效率损失) 3. 工作情况:使用期限12 年,两班制(每年按300 天计算),单向运转,转速误差不得超过5%, 载荷平稳; 4. 工作环境:运送谷物,连续单向运转,载荷平稳,空载起动,室内常温,灰
3、尘较大。 5. 检修间隔期:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修; 6. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。 二、 传动装置简图 三、 设计注意事项 1. 设计由一张减速器装配图(A0 或 A1) 若干张零件图及一份计算说明书组成。 2. 设计必须根据进度计划按期完成。 3. 设计图纸及计算说明书必须经指导老师审查签字后,方能参加设计答辩。 四、 设计时间 2010 年 09 月 17 日 2010 年 10 月 17 日 - 4 - 传动方案的拟定 分析:由于方案( 4)中锥齿轮加工困难,方案(3)中蜗杆传动效率较低,都不予考虑;方案( 1) 、 方案( 2)都为二级圆柱齿
4、轮减速器,结构简单,应用广泛,初选这两种方案。 方案( 1)为二级同轴式圆柱齿轮减速器,此方案结构紧凑,节省材料,但由于此方案中输入 轴和输出轴悬臂,容易使悬臂轴受齿轮间径向力作用而发生弯曲变形使齿轮啮合不平稳,若使用斜齿轮则 指向中间轴的一级输入齿轮和二级输出齿轮的径向力同向,加大了轴的弯曲应变,如果径向力大的话也将 影响齿轮传动的平稳性;方案(2)为二级展开式圆柱齿轮减速器,此方案较方案(1)结构松散,但较前 方案无悬臂轴,则啮合更平稳,若使用斜齿轮会由于输入轴和输出轴分布在中间轴两边使得一级输入齿轮 和二级输出齿轮对中间轴的径向力反向,从而能抵消大部分径向力,使传动更可靠。 从受载方式优
5、劣上考虑,这里选择方案(2) - 5 - 电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算 一、电动机类型结构型式的确定 由于 Y 型三相异步电动机效率高、性能好、噪声低、振动小,能够适用于运输机上,且结构简单、价 格低廉、维护方便、可直接接于三相交流电网中,因此在工业上普遍存在,这里选为动力源。 二、功率的确定 1. 输送机所需的功率: kWvFP wwww 375.4)1000( 2. 电动机至运输机的总功率: 913.0 7654321 说明:99.0 1 【电动机与一级输入齿轮间弹性联轴器的传动效率】; 99.0 2 【输入轴上角接触球轴承的传动效率】; 98.0 3 【一级输入齿轮与一级输
6、出齿轮间的传动效率(7 级精度 +润滑油)】 ; 99.0 4 【中间轴上角接触球轴承的传动效率】; 98.0 5【二级输入齿轮与二级输出齿轮间的传动效率( 7 级精度 +润滑油)】 ; 99.0 6 【输出轴上角接触球轴承的传动效率】; 99.0 7【输出轴与运输机上滚筒轴间弹性联轴器的传动效率】。 以上各效率数据查【2】P13表(3-1) 3. 电动机的功率:kWPPwd790.4| 4. 电动机的额定功率: dw PkWP5. 5 电动机的额定功率查【2】P178 表 (17-7) 三、电动机型号的确定 额定功率为5.5kW 的电动机的同步转速有四种选择:750 r/min 、1000
7、r/min 、1500 r/min 、3000 r/min 。 由于同步转速为3000 r/min 的电动机很难将速度降下来,这里不选; 由于同步转速为750 r/min 的电动机尺寸大、价格贵、质量重比较起来不经济,这里也不选; 剩下的两种可任选,这里选择同步转速为1500r/min 的电动机。 查【2】P178 表(17-7)确定电动机的型号为Y132S-4 (Y表示系列代号,132表示机座中心高,S表示 短机座,4表示电动机级数)电动机满载转速为1440r/min,质量为68kg。 如图电动机轴直径: 018. 0 002. 0 38D mm 轴伸出长度:G=80 mm 伸出轴上键宽:F
8、=10 mm 伸出轴上最小直径:G=33 mm 电动机轴中心高:H=132mm - 6 - 四、传动比的分配 1. 总传动比: 542.21 )1000(60 ww m n Dv n n i,为了方便计算总传动比i 取整数21。 571.68inn mw smv/436.1 输送机工作误差:%583.2% )( v vv 误差在允许范围内,传动比符合要求。 2. 21 iii为 二 级 传 动 比 )为 一 级 传 动 比 , 21 (ii 圆柱齿轮传动中单级荐用值53 1 i, 单级最大值8 max i查【1】P14 表(3-2) 对于二级圆柱齿轮减速器,有下面传动比分配公式适合于二级展开式
9、: 422.5225.5)4.13.1 ( 1 ii 这里取25.5 1 i,则4 2 i。 五、传动参数的计算 1. 各轴的转速(r/min) 输入轴的转速:1440 m nn; 中间轴的转速:286.274 1 inn 输出轴的转速:571.68 2 inn 滚筒轴的转速: 571.68 nn 2.各轴的输入功率(kW)3.各轴的输入转矩(Nm) 输入轴的输入功率:445.5 1m PP 输入轴的输入转矩: 111.369550 nPT 中间轴的输入功率:283.5 32 PP中间轴的输入转矩:942.1839550 nPT 输出轴的输入功率:125.5 54 PP输出轴的输入转矩:767
10、.7139550 nPT 滚筒轴的输入功率: 023.5 76 PP 滚筒轴的输入转矩: 562.6999550nPT 轴类电机轴输入轴中间轴输出轴滚筒轴 功率(kW) 5.5 5.445 5.283 5.125 5.023 转矩(Nm)36.476 36.111 183.942 713.767 699.562 转速(r/min) 1440 1440 274.286 68.571 68.571 传动比 1 5.25 4 1 传动效率 0.99 0.97 0.97 0.99 - 7 - 传动零件的设计计算 一、一级减速斜齿轮设计 ( 已 知 一 级 输 入 小 齿 轮 传 递 的 额 定 功 率
11、kWPP283.5 , 一 级 输 出 小 齿 轮 转 速 为 r/min1440n,传动比为5.25 1 i,单向运转,满载工作时间hLh57600) 1. 选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器,速度不高,故选七级精度(GB 1009588) 选择小齿轮材料为40Cr (调质),硬度为 280 HBS ,大齿轮材料为45 钢 (调质) 查【1】P191 表(10-1) 小齿轮齿数16 1 Z,大齿轮的齿数84 112 iZZ;初选螺旋角15 2. 按齿面接触强度设计 2 1 2 3 1 )( 1 H EH d t ZZ u u TK t d 试选 6.1 t K 由【1】P217图(
12、10-30)选取区域系数425.2 H Z 由【1】P215图(10-26)72.0 1 ,8.0 2 ,则52.1 21 许用接触应力 S HNHNHH H 2 KK 2 2lim21lim121 (其中 S 取 1,由工作应力循 环次数 9 1 10560 h jLnN 得 88.0 1HN K;由 8 2 1048.960 h jLnN 得 93.0 2HN K 查【1】P207图(10-19) M P a H 600 1lim M P a H 550 2lim 查【1】P209图(10-21) M P a H 75.519 小齿轮传递的转矩:mmN n P T 41 5 1 10504
13、. 3 105.95 齿宽系数:1 d 查【1】P205 表(10-7) 材料的弹性影响系数: 2 1 8.189MPaZE 查【1】P20 表(10-6) 试算小齿轮的分度圆直径: 72.40 1t dmm (取 mmd t 45 1 ) 圆周速度:sm nd v t /07.3 100060 11 齿宽 b 及模数ntm - 8 - mmd td 72.40b 1 mm Z d m t nt 458.2 cos 1 1 mmmh nt 531.525.2362. 7 h b 纵向重合度: 363.1tan318.0 1 Z d 载荷系数K 已知使用系数1 A K,根据 v=3.07m/s,
14、7 级精度,查得动载系数: 12.1 v K查【1】P194 图(10-8) H K 的值与直齿轮的相同 41 7.1 H K 查【1】P196表(10-4) 35.1 F K 查【1】P198图(10-13) 2 .1 FH KK查【1】P195表(10-3) 动载荷系数: 904.1 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:mm K K dd t t 69.47 3 11 模数: mm Z d mn88.2 cos 1 1 3. 按齿根弯曲强度设计 cos2 2 1 2 1 3 F FaFa n dZ YKT m 载荷系数: 814.1 FFvA KKKKK 根据纵向
15、重合度 363.1 ,得动螺旋角影响系数: 875.0 当量齿数: 754.17 cos 3 1 1 Z Zv207.83 cos 3 2 2 Z Zv 齿形系数: 03.3 1Fa Y212.2 2Fa Y 应力校正系数:51.1 1sa Y查【1】P200表(10-5) 776.1 2sa Y - 9 - 小齿轮的弯曲疲劳强度极限:MPa FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极限:MPa FE 380 2 查【1】P208图(10-20c) 弯曲疲劳寿命系:82.0 1FN K86.0 2FN K 弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4 MPa S K FEFN F 857.29
16、2 11 1 MPa S K FEFN F 429.233 22 2 比较大、小齿轮的 F saFaY Y 01564.0 1 11 F saFaY Y 01683.0 2 22 F saFaY Y 设计计算65.1 n m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 法面模数,取 n m=2.5 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得的分度圆 直径mmd69.47 1 来计算应有齿数: 43.18 cos 1 1 n m d Z (取20 1 Z)那么105 112 ZiZ 4.几何尺寸计算 计算中心距: 76.161 cos
17、2 )( 21 1 n mZZ a,将中心距圆整后为162 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角: 401815 2 )( arccos 1 21 a mZZ n 因值改变不多, 故 参数 、 K 、 H Z 等不必修正 计算大、小齿轮的分度圆直径及齿轮宽度 mm mZ d n 84.51 cos 1 1 mm mZ d n 16.272 cos 2 2 mmdb d 84.51 1 圆整后取mmB50 1 ,mmB45 2 小齿轮1 Z 的齿顶圆直径: mmmhdd ana 84.562 * 11 - 10 - 大齿轮 2 Z的齿顶圆直径:mmmhdd ana 16.2772 * 22 二、二级
18、减速斜齿轮设计 因为一级减速器齿轮尺寸已近定下来了,所以二级减速器设计要考虑到二级的大齿轮浸油深度相 差不能太大,外廓尺寸应紧凑,并且注意一级输出大齿轮与输出轴之间会不会发生干涉。 已知二级输入小齿轮传递的额定功率P=5.125kW ,二级输出小齿轮转速为r/min286.274n, 传动比为4 2 i,单向运转,满载工作时间hLh57600 1. 选精度等级、材料及齿数 运输机为一般工作机器,速度不高,故选七级精度(GB 1009588) 选择小齿轮材料为40Cr (调质),硬度为 280 HBS ,大齿轮材料为45 钢 (调质) 查【1】P191 表(10-1) 小齿轮齿数 20 3 Z
19、,大齿轮的齿数 80 234 iZZ ;初选螺旋角15 2. 按齿面接触强度设计 23 3 3 ) ( 12 H ZZ u uTK d EH d t t 试选 6.1 t K 由【1】P217图(10-30)选取区域系数425.2 H Z 由【1】P215图(10-26)71.03,86.04,则 57. 1 43 许用接触应力 S HNHNHH H 2 KK 2 2lim21lim121 (其中 S 取 1,由工作应力循 环次数 8 3 1048.960 h jLnN 得 93.0 3HN K ;由 8 4 1037.206 h jLnN 得 95.0 4HN K 查【1】P207图(10-
20、19) MPa H 600 3limMPaH5504lim 查【1】P209图(10-21) M P a H 25.540 小齿轮传递的转矩:mmN n P T 52 5 3 10784.1 105 .95 齿宽系数:1 d 查【1】P205 表(10-7) 材料的弹性影响系数: 2 1 8.189MPaZE 查【1】P20 表(10-6) 试算小齿轮的分度圆直径:mmdt102.693 圆周速度: sm nd v t /9924.0 100060 3 - 11 - 齿宽 b 及模数 nt m mmd td 102.69b 3 mm Z d m t nt 34.3 cos 3 3 mmmh n
21、t 515.725.2195.9 h b 纵向重合度: 704.1tan318.0 3 Z d 载荷系数: K 已知使用系数1 A K,根据 v=3.07m/s,7 级精度,查得动载系数 05.1 v K查【1】P194 图(10-8) H K的值与直齿轮的相同424.1 H K 查【1】P196表(10-4) 3 25.1 F K 查【1】P198图(10-13) 2 .1 FH KK查【1】 P195表(10-3) 动载荷系数: 794.1 HHvA KKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:mm K K dd t t 816.71 3 33 模数: mm Z d mn468.3
22、 cos 1 3 3. 按齿根弯曲强度设计 cos2 2 3 2 3 3 F FaFa n dZ YKT m 载荷系数: 6695.1 FFvA KKKKK 根据纵向重合度 704.1,得动螺旋角影响系数:875.0 当量齿数: 19.22 cos 3 3 3 Z Zv77.88 cos 3 4 4 Z Zv 齿形系数:80.23FaY22.24FaY 应力校正系数:55.13saY查【1】P200表(10-5) 77.1 4sa Y - 12 - 小齿轮的弯曲疲劳强度极限:MPa FE 500 3 大齿轮的弯曲疲劳强度极限:MPa FE 380 4 查【1】P208图(10-20c) 弯曲疲
23、劳寿命系:86.0 3FN K88.0 4FN K 弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数S=1.4 MPa S K FEFN F 143.307 33 3 MPa S K FEFN F 857.238 44 4 比来计算应有齿数: 75.27 cos 3 3 nm d Z (取283Z)那么112324ZiZ 设计计算3356.2 n m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的法面模数,取 n m=2.5 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得的分 度圆直径mmd816.71 3 心距修正螺旋角: 401815 2 )(
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 二级减速器 二级 减速器 机械设计 课程设计 计算 说明书 要点
链接地址:https://www.31doc.com/p-5205122.html