各种减速器说明书及装配图(完整版)
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一、设计题目:二级直齿圆柱齿轮减速器
1.要求:拟定传动关系:由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。
2.工作条件:双班工作,有轻微振动,小批量生产,单向传动,使用5年,运输带允许误差5%。
3.知条件:运输带卷筒转速19/min
r,
减速箱输出轴功率 4.25
P 马力,
二、传动装置总体设计:
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载
荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,
将V带设置在高速级。
其传动方案如下:
1-7:
4
212345ηηηηηη=••••
45w P P ηη=⨯⨯ 3.67w
d P P KW η
=
=
2确定电机转速:查指导书第7页表1:取V带传动比i=2 4 二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速
的可选范围是:
()()
=⨯=⨯⨯=
n n i r
19248403043040/min
电机卷筒总
符合这一范围的转速有:750、1000、1500、3000
根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1
有4种适用的电动机型号,因此有4种传动比方案如
下:
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,可见第3种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y132M1-6,其主要参数如下:
四 确定传动装置的总传动比和分配传动比:
总传动比:96050.5319
n i n =
==总卷筒 分配传动比:取 3.05i =带 则1250.53/3.0516.49i i ⨯==
()121.31.5i i =取121.3i i =经计算2 3.56i =1 4.56i =
注:i 带为带轮传动比,1i 为高速级传动比,2i 为低速级传动比。
五 计算传动装置的运动和动力参数:
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
01122334,,,ηηηη——依次为电机与轴
1,轴1与轴2,轴2与轴3,
轴3与轴4之间的传动效率。
1. 各轴转速:1960
314.86/min 3.05
m
n n r i ==
=带
121196068/min 3 4.63
m n n n r i i i =
===•⨯带 2321296019.1/min 3 4.63 3.56
m n n n r i i i i =
===••⨯⨯带 2各轴输入功率:101 3.670.96 3.52d p p kW η=•=⨯=
21120112 3.670.960.990.96 3.21d p p p kW
ηηη=•=••=⨯⨯⨯=
3223011223 3.670.960.990.960.990.96 3.05d p p p kW ηηηη=•=•••=⨯⨯⨯⨯⨯=
433401122334 3.670.960.990.960.990.960.990.9933d p p p kW
ηηηηη=•=••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
3各轴输入转矩: 3.67
9550955036.5.960
d
d w
p T N m n ==⨯
= 10136.5 3.050.96106.9.d T T i N m η=••=⨯⨯=带
211121011236.5 3.05 4.630.960.990.96470.3.d T T i T i i N m
ηηη=••=••••=⨯⨯⨯⨯⨯=带
3222312011223
36.5 3.05 4.63 3.560.960.990.960.990.961591.5.d T T i T i i i N m ηηηη=••=••••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=带
433401*********
36.5 3.05 4.63 3.560.960.990.960.990.960.990.9931575.6.d T T T i i i N m ηηηηη=•=•••••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
运动和动力参数结果如下表:
六 设计V 带和带轮:
1.设计V 带 ①确定V 带型号
查课本205P 表13-6得:2.1=A K 则 1.2 3.67 4.4c A d P K P kW =•=⨯=
根据c P =4.4, 0n =960r/min,由课本205P 图13-5,选择A 型V 带,取
1125d =。
()1
212
1 3.051250.98373.63n d d n ε=
⨯⨯-=⨯⨯=查课本第206页表
13-7取2375d =。
ε
为带传动的滑动率0.01
0.02ε=。
②验算带速:11
125960
6.28/601000
601000
d n V m s
ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯ 带速在
525/m s 范围内,合适。
③取V 带基准长度d L 和中心距a : 初步选取中心距a :()()0
121.5 1.5125375750a
d d =+=+=,取
0750a =。
由课本第
195
页式(13-2)得:
()
()000
2
211222305.82
4d d L a d d a π
-=+++
=查课本第
202页表13-2取
2500
d L =。
由课本第206页式13-6计算实际中心距:
0847.12
d L L a a -≈+
=。
K α
④验算小带轮包角α:由课本第195页式13-1得:
21
18057.3163120d d a
α︒︒︒︒-=-
⨯=>。
⑤求V 带根数Z :由课本第204页式13-15得:
()00L
c
P Z P P K K α=
+∆
查课本第203页表13-3由内插值法得0
1.38P
=00.108P ∆=。
EF AF
BC AC
=
EF=0.1
0P =1.37+0.1=1.38
EF AF
BC AC
=
EF=0.08
00.100.108P ∆=+
查课本第202页表13-2得 1.09L
K
=。
查课本第204页表13-5由内插值法得
0.959
K α=。
1α=163.0
EF AF
BC AC
= K ∂=0.95+0.009=0.959
则()()00 4.4 2.841.380.1080.959 1.09
L c P kW
Z P P K K α=
==+∆+⨯⨯
取
3Z =根。
⑥求作用在带轮轴上的压力Q F :查课本201页表13-1得q=0.10kg/m ,故由课本第197页式13-7得单根V 带的初拉力:220500 2.5500 4.4 2.5
(1)(
1)0.10 6.28190.93 6.280.959
c P F qv N zv
K α
⨯=-+=-+⨯=⨯
作用在轴上压力:
0163
2sin
23190.9sin
1132.82
2
c F ZF N α
==⨯⨯⨯=。
七 齿轮的设计:
1高速级大小齿轮的设计:
①材料:高速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬
度为250HBS 。
高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为220HBS 。
②查课本第166页表11-7得:lim 1
550H Mpa σ
=
lim 2
540H Mpa σ
=。
查课本第165页表11-4得: 1.1H
S = 1.3F S =。
故[]lim 1
1
5505001.1H H H
Mpa Mpa S σ
σ==
= []lim 225404901.1
H H H Mpa
Mpa S σσ===。
查课本第168页表11-10C 图得:lim 1
200F Mpa σ= lim 2150F Mpa σ=。
故[]lim 1
1
2001541.3F F F
Mpa Mpa S σ
σ==
= []lim 221501151.3
F F F Mpa
Mpa S σσ===。
③按齿面接触强度设计:9级精度制造,查课
本第164页表11-3得:载荷系数 1.2K =,取齿宽系数0.4a
ϕ= 计
算中心距:由课本第
165
页式11-5得:
(
(11 4.631179.4a u ≥+=+= 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取210a = 2.5m =
则1
22168a
Z
Z m
+=
=取129Z = 2139Z = 实际传动比:139 4.7929
=
传动比误差:4.79 4.63100% 3.5%5%4.63
-⨯=<。
齿宽:0.421084a
b a ϕ==⨯=取2
84b
=190b =
高速级大齿轮:2
84b
= 2139Z =高速级小齿轮:190b = 129Z =
④验算轮齿弯曲强度: 查课本第167页表11-9得:
1 2.6F Y =
2 2.2F Y =
按
最
小
齿
宽
284
b =计算:
[]111113
2222 1.2106.9 2.61043.584 2.529
F F F KT Y Mpa bm Z σσ⨯⨯⨯⨯===<⨯⨯
[]2
2
121
36.8F F F F F Y Mpa Y σσσ=
⨯=< 所以安全。
⑤
齿轮的圆周速度:
1
1
29 2.5314.8
1.19/601000
601000
d n
V m s ππ⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
2低速级大小齿轮的设计:
①材料:低速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度
为250HBS 。
低速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为
220HBS 。
②查课本第166页表11-7得:lim 3
550H Mpa σ
=
lim 4
540H Mpa σ
=。
查课本第165页表11-4得: 1.1H
S = 1.3F S =。
故[]lim 3
3
5505001.1H H H
Mpa Mpa S σ
σ==
= []lim 445404901.1
H H H Mpa
Mpa S σσ===。
查课本第168页表11-10C 图得:lim 3
200F Mpa σ= lim 4150F Mpa σ=。
故[]lim 3
3
2001541.3F F F
Mpa Mpa S σ
σ==
= []lim 441501151.3
F F F Mpa
Mpa S σσ===。
③按齿面接触强度设计:9级精度制造,查课本
第164页表11-3得:载荷系数 1.2K =,取齿宽系数0.5ϕ= 计算中心距: 由课本第165页式11-5得:
(
(21 3.561241.3a u ≥+=+= 取250a = 4m = 则 3
42125a
Z Z m
+=
=取327Z =498Z = 计算传动比误差:
98
3.5627100% 1.9%5%3.56
-⨯=<合适 齿宽:0.5250125b a ϕ==⨯=则取4
125b = ()34510130b b =+=
低速级大齿轮:4
125b = 498Z = 低速级小齿轮:3
130b
= 327Z =
④验算轮齿弯曲强度:查课本第167页表11-9
得:3
2.65F Y =4 2.25F Y =
按
最小齿宽
4125
b =计算:
[]333333
22
22 1.21591.5 2.651047.9125427
F F F KT Y Mpa bm Z σσ⨯⨯⨯⨯===<⨯⨯ []4
2
343
40.7F F F F F Y Mpa Y σσσ=
⨯=<安全。
⑤
齿轮的圆周速度:
3
2
27468
0.12/601000
601000
d n
V m s ππ⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。
八 减速器机体结构尺寸如下:
0.4 0.7
5
5九 轴的设计: 1高速轴设计:
①材料:选用45号钢调质处理。
查课本第230页表14-2取[]35Mpa τ= C=100。
②各轴段直径的确定:根据课本第230页式
14-2得:min 22.4d ≥==
又因为装小带轮的电动机轴径38d =,又因为
高速轴第一段轴径装配大带轮,且()10.8 1.238d =⨯所
以查手册第9页表1-16取1
36d
=。
L 1=1.75d 1-3=60。
240d =因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所
以查手册
85
页表
7-12
取
240
d =,
L 2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。
3d 段装配轴承且3
2
d d >,所以查手册62页表6-1取
1 3.3t mm =
得:e=5.9<6.25。
6d 段装配轴承所以6
3
45d d == L 6
= L 3
=28。
2 校核该轴和轴承:L 1=7
3 L 2=211 L 3=96
作用在齿轮上的圆周力为:3
1122106.910294829 2.5
t T F N d ⨯⨯===⨯
径向力为2984201073r t
F Ftg tg N =∂=⨯︒=
作用在轴1带轮上的外力:1132.8Q F F N ==
求垂直面的支反力:
2112211
107380073211
r V l F F N l l =
=⨯=++ 211073800273V r V F F F N
=-=-=
求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图:
3222732111057.6.av v M F l N m -==⨯⨯=
'311800731057.4.av v M F l N m -==⨯⨯=
求水平面的支承力:
由1122()H t F l l F l +=得
2112211
2948219773211
H t l F F l l =
=⨯=++N 2129482197751H t H F F F =-=-=N
求并绘制水平面弯矩图:
31121977310158.2.aH H M F l N m -==⨯⨯=
'
32275121110158.4.aH H M F l N m -==⨯⨯=
求F 在支点产生的反力:
3112961132.8
384.373211
F l F F N l l ⨯=
==++ 21384.31132.81517.1F F F F F N =+=+=
求并绘制F 力产生的弯矩图:
3231132.89610108.7F M Fl N -==⨯⨯=
'
311384.3731027.7aF F M F l N
-==⨯⨯=
F 在a 处产生的弯矩:
311384.3731027.7aF F M F l Nm -==⨯⨯=
求合成弯矩图:
考虑最不利的情况,把'
aF M
'27.7196.1.a aF M M N m ===
'27.7196.2.a aF M M N m ===
求危险截面当量弯矩:
从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数
0.6∂=)
206.4.e M N m ===
计算危险截面处轴的直径:
因为材料选择#45调质,查课本225页表14-1得650B MPa σ=,查课本231页表14-3得许用弯曲应力[]160b MPa σ-=,则:
32.5d mm ≥==
因为5450a d d d mm d >==>,所以该轴是安全的。
3轴承寿命校核:
轴承寿命可由式610()60t h P
Cf L h n Pf ε
=进行校核,由于轴承主要承受
径向载荷的作用,所以r P F =,查课本259页表16-9,10取
1, 1.2,t p f f ==取3ε=
按最不利考虑
,则有
:
11384.32722.4r F F F N ===
221517.12316.2r F F F N
===
则6633
1010129.510()() 6.36060314.8 1.22316.2
t h P Cf L h n f P ε⨯⨯==⨯=⨯⨯年 因此所该轴承符
合要求。
4弯矩及轴的受力分析图如下:
5键的设计与校核:
根据1136,106.9d T ==,确定V 带轮选铸铁HT200,参考教
材表10-9,由于136d =在30
38范围内,
故1d 轴段上采用键b h ⨯:108⨯,
采用A 型普通键:
键校核.为L 1=1.75d 1-3=60综合考虑取
l
=50得()
[]3
144106.91037.1[]3685010p T Mpa p dlh σδσ<⨯⨯===⨯⨯-查课本155
页表
10-10[]50
60b
σ=所选键为::10850b h l ⨯⨯⨯⨯
中间轴的设计:
①材料:选用45号钢调质处理。
查课本第230页表14-2取[]35Mpa τ=C=100。
②根据课本第230页式14-2
得:
min
36.1d ≥== 1d 段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取1
40d =,查手
册62
页
表6-1选用
6208
轴承,
L 1=B+3
∆+2
∆+23⎛
⎫ ⎪⎝
⎭
=18+10+10+2=40。
2d 装配低速级小齿轮,且21d d >取245d =,L 2=128,因为要比齿
轮孔长度少23⎛⎫ ⎪⎝
⎭。
3d 段主要是定位高速级大齿轮,所以取360d =,L 3=4∆=10。
4d 装配高速级大齿轮,取445d = L 4=84-2=82。
5d 段要装配轴承,所以查手册第
9页表1-16取5
45d =,查手
册62
页
表
6-1选用
6208
轴承,
L 1=B+3
∆+2
∆+3+23⎛⎫ ⎪⎝
⎭
=18+10+10+2=43。
③校核该轴和轴承:L 1=74 L 2=117 L 3=94 作用在2、3
齿轮上的圆周力:3
22222470.3102707139 2.5
t T F N d ⨯⨯===⨯
3
23322470.3108709274
t T F d ⨯⨯===⨯N
径向力:
22270720985r t F F tg tg N =∂=⨯︒= 338709203169r t F F tg tg N =∂=⨯︒=
求垂直面的支反力
332231123()985(11794)316994
3167411794
r r V F l F l l F N l l l -+•+⨯+-⨯=
==++++
231231693169852500V r V r F F F F N =+-=+-=
计算垂直弯矩:
311316741023.9.aVm V M F l N m -==⨯⨯=
[]3
11222()316(74117)9851171053.5.aVn V r M F l l F l N m -=+-=⨯+-⨯⨯=
求水平面的支承力: 332231123()8709942707211
45867411794
t t H
F l F l l F N l l l +•+⨯+⨯=
==++++
22312707870945866830H t t H F F F F N
=+-=+-=
计算、绘制水平面弯矩图:
31145867410323.aHm H M F l N m -==⨯⨯=
[]3
21232()6830(74117)870911710295.aHn H t M F l l F l N m -=-++=-⨯++⨯⨯=
求合成弯矩图,按最不利情况考虑:
323.8.am M N m ===
300.an M N m ===
求危险截面当量弯矩:
从图可见,m-m,n-n 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数0.6∂=)
411.e M N m ===
'e M
=
413.N m ==
计算危险截面处轴的直径: n-n 截面:
40.9d mm ≥==
m-m 截面
:
40.9d mm ≥==
由于42
45d
d mm d ==>,所以该轴是安全的。
轴承寿命校核:
轴承寿命可由式610()60t h P
Cf L h n Pf ε
=进行校核,由于轴承主要承
受径向载荷的作用,所以r P F =,查课本259页表16-9,10取1, 1.1,t p f f ==取
3ε=
14596r F N =
==
27273r F N ===
则663321010129.510()() 2.12606068 1.17273
t h P Cf L h y n Pf ε⨯⨯==⨯=⨯⨯,
轴承使用寿命在23年范围内,因此所该轴承符合要求。
④弯矩及轴的受力分析图如下:
⑤键的设计与校核:
已知
42245,470.3.d d T N m
===参考教材表10-11,由于
2(44~50)d >所以取:149b h ⨯⨯
因为齿轮材料为45钢。
查课本155页表10-10得
[]100
120b
σ=
L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70 根据挤压强度条件,键的校核为:
()[]3
244470.31082.94597014b b T Mpa dhl σσ⨯⨯===<⨯⨯-
()
[]3
244470.3105445910014b b T Mpa dhl σσ⨯⨯===<⨯⨯-
所以所选键为::14970b h l ⨯⨯⨯⨯ :149110b h l ⨯⨯⨯⨯
从动轴的设计:
⑴确定各轴段直径
①计算最小轴段直径。
因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式14-2得:
110057.1d C mm ===考虑到该轴段上开有键槽,因此取
157.1(15%)59.9d mm =⨯+=查手册
9页表1-16圆整成标准值,
取163d mm =
②为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径270d mm =。
查手册85页表7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取270d mm =。
③设计轴段3
d ,为使轴承装拆方便,查手册62页,表6-1,
取,采用挡油环给轴承定位。
选轴承
6215:}{130,25,84a D B d ===。
375d =
④设计轴段4d ,考虑到挡油环轴向定位,故取480d = ⑤设计另一端轴颈7d ,取7375d d mm ==,轴承由挡油环定位,挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。
⑥ 轮装拆方便,设计轴头6d ,取67d d >,查手册9页表1-16取680d mm =。
⑦设计轴环5d 及宽度b
使齿轮轴向定位,故取562802(0.07803)97.2d d h mm =+=+⨯⨯+=取5100d mm =
1.4 1.4(0.07803)12b h mm ==⨯⨯+=,
⑵确定各轴段长度。
1l 有联轴器的尺寸决定1107l L mm ==(后面将会讲到). 2550l m e L =+++=
因为
2254251019m L B mm
=--∆=--=,所以
2519916550l m e L mm =+++=+++=
轴头长度()62
31253122h
l l =-=-=因为此段要比此轮孔的长度
短23
()332338l B =+∆+=
其它各轴段长度由结构决定。
(4).校核该轴和轴承:L 1=97.5 L 2=204.5 L 3=116 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力:
3
34221591.5108119984
t T F N d ⨯⨯===⨯
径向力:8119202955r t
F Ftg tg N =∂=⨯︒= 3021591.5
0.25102947270
F F N ⨯==⨯
⨯= 求垂直面的支反力:
2112204.52955
208897.5204.5
r V l F F N l l ⨯=
==++ 2129552088867V r V F F F N
=-=-=
计算垂直弯矩:
322867204.510180.8.av v M F l N m -==⨯⨯=
'311208897.510203.5av v M F l N -==⨯⨯=.m
求水平面的支承力。
2112204.58119
1038302
t H l F F N l l ⨯=
==+
21571437551959H t H F F F N =-=-=
计算、绘制水平面弯矩图。
311375584.510317.aH H M F l N m -==⨯⨯=
'
322195916210317.aH H M F l N m -==⨯⨯=
求F 在支点产生的反力
31122497116
1158302
F Fl F N l l ⨯=
==+ 21115829474105F F F F F N =+=+=
求F 力产生的弯矩图。
323294711610341F M Fl N -==⨯⨯= 311115897.510100.1mF F M F l N -==⨯⨯=
F 在a 处产生的弯矩:
311115897.510100.1mF F M F l N -==⨯⨯=
求合成弯矩图。
考虑最不利的情况,把mF M
100.1628.am mF M M N m =+==
求危险截面当量弯矩。
从图可见,m-m 处截面最危险,其当量弯矩为:(取折合系数0.6∂=)
1142.e M N m ===
计算危险截面处轴的直径。
因为材料选择#45调质,查课本225页表14-1得
650B MPa
σ=,查课本231页表14-3得许用弯曲应力
[]160b MPa σ-=,则:
57.5d mm ≥==
考虑到键槽的影响,取 1.0557.560.3d mm =⨯= 因为580d mm d =>,所以该轴是安全的。
(5).轴承寿命校核。
轴承寿命可由式610()60t h P
Cf L h n Pf ε
=进行校核,由于轴承主要承
受径向载荷的作用,所以r P F =,查课本259页表16-9,10取1, 1.2,t p f f ==取3ε= 按
最
不
利
考
虑
,
则
有
:
111587264r F P F F N ===
= 则663331010166.010()()64.8606019.1 1.27264
t h P Cf L h y n Pf ε⨯⨯==⨯=⨯⨯,
该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。
(6)弯矩及轴的受力分析图如下:
(7)键的设计与校核:
因为d 1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为:1811b h ⨯⨯查课本155页表10-10得[]100
120b
σ=
因为L 1=107初选键长为
100,校核()[]3
441637.510115*********
b T Mpa dlh σσ⨯⨯===<-所
以
所
选
键
为::1811100b h l ⨯⨯⨯⨯
680d =装齿轮查课本
153页表10-9选键为:2214b h ⨯⨯查课本
155页表10-10得[]100120b
σ=
因为
L 6=122
初选键长为100,校核
()[]3
441665.21076.2801002214
b T Mpa dlh σσ⨯⨯===<- 所以所选键为::2214100b h l ⨯⨯⨯⨯.
十 高速轴大齿轮的设计
因 347.5500a d mm =< 采用腹板式结构
电动机带轮的设计
十一.联轴器的选择:
计算联轴器所需的转矩: C
A T
K T =查课本269表17-1取 1.5A
K
=
1.51775.62663.4C A T K T Nm
==⨯=查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。
十二润滑方式的确定:
因为传动装置属于轻型的,且传速较低,
所以其速度远远小于
5
(1.5~2)10./min mm r ⨯,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度。
十三.其他有关数据见装配图的明细表和手
册中的有关数据。
十四.参考资料:
《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。
《机械设计课程设计指导书》(第二版)——罗圣国,李平林等主编。
《机械课程设计》(重庆大学出版社)——周元康等主编。
《机械设计基础》(第四版)课本——杨可桢 程光蕴 主编。
机械设计课程设计 设计计算说明书
题目:两级锥齿轮—圆柱齿轮
减速器设计
指导老师:XXX
2009年7月
机械设计课程设计任务书
题目6:设计带式运输机传动装置(两级锥齿轮—圆柱齿轮减速器)一、总体布置简图
二、工作条件:连续单向运转,工作时有轻微震动,小批量生产,单班制工作,运输带速度
允许误差为±5%。
三、原始数据:mm s m v N F 270D ,/5.1,2600===卷筒直径 四、设计内容:
1、 电动机选择与运动参数的计算;
2、 齿轮传动设计计算;
3、 轴的设计;
4、 滚动轴承的选择;
5、 键和联轴器的选择与校核;
6、 装配图、零件图的绘制;
7、 设计计算说明书的编写; 五、设计任务
1、 绘制装配图1张,1号图纸。
2、 零件工作图二张,中间轴上大齿轮及中间轴,要求按1∶1绘制。
3、 写设计计算说明书一份装袋。
六、时间安排
第一阶段:计算3天; 第二阶段:装配草图2天;
第三阶段:总装配图5天; 第四阶段:零件图及设计说明书3天
班级 XX 大学
机械原理及零件教研室
锥齿轮—圆柱齿轮减速器设计任务书
姓名 指导老师
目录
一、电动机的选择 ——————————————————————1
二、传动系统的运动和动力参数计算 ——————————————1
三、传动零件的计算—————————————————————2
四、轴的计算————————————————————————8
五、轴承的计算———————————————————————18
六、键连接的选择及校核计算—————————————————20
七、减速器附件的选择————————————————————20
八、润滑与密封———————————————————————21
九、设计小结————————————————————————21
十、参考资料目录——————————————————————21
○1轴段1-2,由联轴器型号直径为30mm,右端应有轴肩定位,轴向长度应该略小于
60mm,取58mm。
○2轴段4-5,先初选轴承型号,由受力情况选择圆锥滚子轴承,型号取30207,内径为
35mm。
所以轴段直径为35mm,长度应略小于轴承内圈宽度17mm,取为15mm。
○3轴段2-3,由轴承内圈直径得轴段直径为35mm。
左端联轴器又端面距离短盖取
30mm,加上轴承宽度和端盖宽度,轴段长度定为65.25mm。
○4轴段5-6,小锥齿轮轮毂长度为38mm,齿轮左端面距离套杯距离约为8mm,再加
上套杯厚度,确定轴段长度为54mm,直径为32mm。
○5轴段3-4,由于小齿轮悬臂布置,轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍,由此计
算出轴段长度为93mm。
又有轴肩定位的需要,轴肩高度取3.5mm,所以轴段直径取
42mm。
○6零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用平键,宽度为8mm,长度略小于轴段,取50mm,选取键50
8⨯,
右端小齿轮定位用平键,宽度为10mm,长度略小于轴段,取30mm,选取键30
10⨯。
○7轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13,取轴端倒角为2mm,圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知,应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式15-5及以上数据,以
及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取6.0
=
α,轴的计算应力
MPa
W
T
M
ca
99
.
14
)
(2
1
2
=
+
=
α
σ
查[3]表15-1得MPa
60
]
[
1
=
-
σ,因此]
[
1-
<σ
σ
ca
,轴安全。
2、II轴的计算
(1)轴上的功率kW
P38
.4
2
=,转速m in
/
425
2
r
n=,转矩m
N
T⋅
=42
.
98
2
,
(2)求作用在齿轮上的力
大圆锥齿轮:圆周力N
F
t
1077
=,轴向力N
F
a
158
=,径向力N
F
r
359
=
MPa
ca
99
.
14
=
σ
圆柱齿轮:圆周力N F t 33030
=,轴向力N F a 8110=,径向力N F r 12380=。
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。
由于此轴为齿轮轴,选取轴的材料应同圆柱
齿轮一样,为40Cr ,调质处理。
根据[3]表15-3,取1000
=A ,于是得
mm n P A d 76.213
2
2
0min ==
(4)轴的结构设计
○
1轴段4-5,由设计结果,小齿轮分度圆直径为59.59mm ,齿宽为65mm ,取此轴段为65mm 。
○
2轴段2-3,齿轮轮毂长度为40mm ,轴段长度定为38mm ,直径为齿轮孔径40mm 。
○3轴段1-2,选用轴承型号为30207,轴段直径为35mm ,齿轮端面距离箱体内壁取7mm ,
轴承距内壁2mm ,所以轴段长度取30mm 。
○
4轴段6-7,用于装轴承,长度取19mm ,直径取35mm 。
○
5轴段5-6,轴承应该距离箱体内壁2mm 左右,且小齿轮端面距离箱体内壁8mm 左右,长度取10mm ,又根据轴肩定位需要,轴径取41mm 。
○
6轴段3-4,由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称,通过计算此段长度为20mm ,又有定位需要,轴径取47mm 。
○
7零件的周向定位 查[1]表14-24得
齿轮定位用平键,宽度为12mm ,长度略小于轴段,取32mm ,选取键12X32。
○
8轴上圆角和倒角尺寸 参考[1]表12-13,取轴端倒角为2mm ,圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示
载荷 水平面H 垂直面V
支反力F
N
F N NH NH 1067,188F 21==
N
F N NV NV 2622,1758F 21==
弯矩M
mm
N N H ⋅=⋅=48549M mm 24219M H21,
mm N M V ⋅=119301 总弯矩
mm N M ⋅=+=12173511930124219221
MPa ca 5.31=σ
mm
N
M⋅
=
+
=128801
119301
485492
2
2
扭矩T mm
N
T⋅
=98420
2
弯矩和扭矩图如下:
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知,应力最大的位置,校核此处即可,根据[3]式15-5及以上数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取6.0
=
α,轴的计算应力
MPa
W
T
M
ca
13
.8
)
(2
1
2
1=
+
=
α
σ
查[3]表15-1得MPa
70
]
[
1
=
-
σ,因此]
[
1-
<σ
σ
ca。
另外小齿轮的两个端面处较危险,右端按照轴颈35mm,若弯扭组合按照最大处计算,
有MPa
W
T
M
ca
5.
31
)
(2
1
2
1=
+
=
α
σ,所以最终可以确定弯扭校核结果
为安全。
(7)精确校核轴的疲劳强度
○1判断危险截面
由上述计算已知小齿轮中点处应力最大,但是此处轴颈较两侧高出许多,所以应选4
的左侧和5的右侧进行精确校核计算。
○2截面4的左侧
抗弯截面系数
3
310382
1.0mm
d
W=
=
抗扭截面系数
3
320765
2.0mm
d
W
T
=
=
截面4左侧的弯矩为
mm
N
M⋅
=
+
⨯
-
=98964
56926
60
5.
92
56926
121735
(1)轴上的功率kW
P17
.4
3
=,转速min
/
105
3
r
n=,转矩
m
N
T⋅
=27
.
379
3
,
(2)求作用在齿轮上的力
圆周力N
F
t
3155
=,轴向力N
F
a
734
=,径向力N
F
r
1180
=
(3)初估轴的最小直径
先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为40Cr,调质处理。
根据[3]表
15-3,取97
=
A,于是得
mm
n
P
A
d09
.
33
3
3
3
min
=
=,此处有一个平键,直径增加5%,得出直径最
小为34.74mm。
由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。
为了使所选轴径
2
1-
d与联轴器孔径相适
应,故需同时选择联轴器型号。
联轴器的计算转矩,查[3]表14-1
mm
N
T
K
T
A
ca
⋅
=
⨯
=
=568905
379270
5.1
3
选取型号为HL3,孔径选为35m。
联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。
(4)轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案,如下图
○1轴段1-2,由联轴器型号得直径为35mm,右端应有轴肩定位,轴向长度应该略小于
60mm,取56.5mm。
○2轴段5-6,此处与大齿轮配合,取直径为齿轮孔径45mm,长度略小于轮毂长度取为
58mm。
○3轴段6-7,选取轴承型号为30208,由轴承内圈直径得轴段直径为40mm。
又考虑大
齿轮与小齿轮的配合,大齿轮与内壁距离为10.5mm。
轴承距离内壁取2mm左右,最
后确定轴段长度为35mm。
○4轴段4-5,此段用于大齿轮定位,轴肩高度为4mm,所以直径取53mm,长度取10mm。
○5轴段3-4,左端用于轴承定位,轴肩高度取3.5mm,直径为47mm,又有轴承距离内
壁2mm左右,轴段长度得出为61.5mm。
○6轴段2-3,根据轴承和端盖宽度,再是轴稍微伸出一段,确定轴段长度为56.5mm,
直径取轴承内圈大小为40mm。
○7零件的周向定位
查[1]表14-24得
左端半联轴器定位用C型平键,宽度为10mm,长度略小于轴段,取50mm,选取键
C50
10⨯,
右端大齿轮定位用平键,宽度为12mm,长度略小于轴段,取50mm,选取键50
12⨯。
○7轴上圆角和倒角尺寸
参考[1]表12-13,取轴端倒角为2mm,圆角取1.6mm
(5)求轴上的载荷
根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示
MPa
ca
68
.
29
=
σ
h
h
L
h
48000
10
59
.26
1
>
⨯
h
h
L
h
48000
10
11
.16
2
>
⨯
=
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
由上图可知,应力最大的位置,只需校核此处即可,根据[3]式15-5及以上数据,以
及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取6.0=α
,轴的计算应力
MPa W
T M ca 68.29)(2
12=+=ασ
查[3]表15-1得MPa 70][1=-σ,因此][1-<σσca ,轴安全。
五、轴承的计算
1、I 轴的轴承校核 轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷
径向力N F F F V H r 58721211
=+=,N F F F V H r 17822
2222=+=
查[1]表15-1,得Y=1.6,e=0.37,kN C r
2.54=
派生力N Y F F r d 4.183211==,N Y F
F r d 9.556222==
轴向力N F a 167=,左侧轴承压紧
由于129.7239.556167d d a
F N F F >=+=+,
所以轴向力为N F a 9.7231=,N F a 9.5562=
当量载荷
由于e F F r a >=23.111,e F F
r a <=31.02
2, 所以
4.0=A X ,6.1=A Y ,1=B X ,0=B Y 。
由于为一般载荷,所以载荷系数为1.1=p f ,故当量载荷为
N F Y F X f P a A r A p 1532)(111=+=,N F Y F X f P a B r B p 1960)(222=+=
轴承寿命的校核
h h P Cr n L h 480001059.2)(601061161>⨯==ε
h h P Cr n L h 480001011.1)(601062
162>⨯==ε
h
h L h 480001057.261>⨯=
h
h L h 480001013.452>⨯=
h
h L h 480001073.361>⨯=
h
h
L h 480001051.172>⨯=
目录
摘要------------------------------------------------------2 第一部分传动方案的拟定----------------------------------3
第二部分电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算------3
第三部分传动零件的设计计算------------------------------5
第四部分主要尺寸及数据
----------------------------------12
第五部分润滑油及润滑方式的选择--------------------------13
第六部分轴的设计及校核----------------------------------13
结论------------------------------------------------------2 9
参考文献--------------------------------------------------29
摘要
机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后,一次重要的实践性教学环节。
是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练,也是对机械设计课程的全面复习和实践。
其目的是培养理论联系实际的设计思想,训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。
本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。
根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作:①决定传动装置的总体设计方案,②选择电动机,计算传动装置的运动和动力参数,③传动零件以及轴的设计计算,轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算,④机体结构及其附件的设计和参数的确定,⑤绘制装配图及零件图,编写计算说明书。
关键词:减速器机械设计带式运输机。