机械课程设计说明书
———— 单级减速器的设计
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….3 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….3 五、传动零件的设计计算………………………………….….4 六、轴的设计计算………………………………………….......6 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….… 9 八、键联接的选择及计算………..……………………………11 九、联轴器的选择………………………………………….....11 十、箱体的设计………………………………………….........12 十一、减速器附件…………………………………………......13 十二、密封及润滑……………………………………….........14 十三、设计总结………………………………………............. 15
一、传动系统方案的拟定 设计带式输送机传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。 (1) 工作条件: 连续单向运转,载荷平衡,空载启动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作,运输带速度允许误差为5% (2) 原始数据: 输送带有效拉力 F=7500N 输送带工作速度 v=2.1m/s误差(1.995-2.205)m/s 输送机滚筒直径 d=400mm F=7500N V=2.1m/s D=400mm (3) 传动系统的设计图: 总传动效率: 0.8674 所需总功率:18.157KW 二、电动机选择 1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择: (1)传动装置的总功率: 机械装置传动效率查表可得: V带传动0.96;8级精度一般齿轮:0.97;滚动球轴承2对:0.99 弹性联轴器:0.99 总传动效率: η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.96 =0.8674 (2)电机所需的工作功率: P工作=FV/1000η总 =7500×2.1/1000×0.8674 =18.157KW(17.24~19.06) 3、确定电动机转速: n筒=60 V/πD =60 ×2.1/π×0.4 =100.28r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=1.25~7.1。取V带传动比I’1=2~7,则总传动比理时范围为I’a=2.5~49。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n×100.28=250.7~4913.72r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min、和3000r/min 根据容量和转速,由有关手册查出有4种适用的电动机型号:因此有4种传支比方案:如指导书P15页则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为YIP44-200L2 其主要性能:额定功率:22KW,满载转速960r/min,额定转矩2.2。质量63kg。 筒 电动机型号 YIP44-180L i总=9.57 i齿轮=3 i带=3.19 nI =960r/min nII=300.84r/min nIII=100.28r/min PI滚筒机=18.51KW PII低速轴=19.28KW PIII高速轴=20.30KW TITIITIII 滚筒轴=(2.5~49)第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合, 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/100.28=9.573 2、分配各级伟动比 (1) 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=3(单级减速器i=3~6合理) (2) ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=9.573/3=3.19 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/3.19=300. 84(r/min) nIII=nII/i齿轮=300.84/3=100.28(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=P联轴器×P轴承=18.15/0.99×0.99=18.51KW PII=PI×η轴承η齿轮=18.51/0.99×0.97=19.28KW PIII=PII×η轴承×ηV带=19.28/0.99×0.96=20.30KW 3、 计算各轴扭矩(N·mm) TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×18.51 /100.28 =1762769.2N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×19.28/100.28 =1836098.92N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×20.30/300.84 =644412.3N·mm =1762769.2N·mm 低速轴=1836098.92N·mm 高速轴=644412.3N·mm 齿轮选用: 大:45刚 ,软齿面,面硬度200~280HBS 小:40Cr调质。齿面硬度: 240~260HBS 7级精度。 齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm [σH]1=644Mpa σH]2=563.5Mpa 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 按传动比为3.19选择 (略) 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 大齿轮(下标2)选用45钢,调质,齿面硬度200~280HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥100.28(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式(6-15) 确定有关参数如下:传动比i齿=3 取小齿轮齿数Z1=30。则大齿轮齿数:øø Z2=iZ1=3×30=90 实际传动比 传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比:u=i0=3 齿宽系数:由课本取φd=0.9 (3)转矩T1=9.55×106×20.30/300.84 =644412.3N·mm (4)载荷系数k 由课本P128表6-7取k=1.2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH σH由课本P134图6-33查得取中间值: σHlimZ1=700Mpa σHlimZ2=575Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×601.8×1×(10×365×16) =2.1087×109 NL2=NL1/i=2.1087×109/6=3.5145×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数: ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=700×0.92/1.0Mpa =644Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=575×0.98/1.0Mpa =563.5Mpa 故得: d1≥100.28(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =100.28[1.2×644412.3×(6+1)/0.9×6×563.52]1/3mm =147.1mm 考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮(下标1)选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。齿模数:m=d1/Z1=147.1/30=4.9mm 根据课本P107表6-1取标准模数:m= 5mm 齿顶高: ha=m*1=5mm ,齿根高:hf=m*1.25=6.25, (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本P132(6-48)式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1= 5×30mm=150mm d2=mZ2= 5×90mm=450mm a=300mm 齿宽:b=φdd1=0.9×150mm=135mm>b2 =130 取b=45mm b1=50mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=30,Z2=90由表6-9相得 YFa1=2.60 YSa1=1.62 YFa2=2.2 YSa2=1.79 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本可知: [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图表查得: σFlim1=585Mpa σFlim2 =450Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=585×2×0.88/1.25Mpa =824.68Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =450×2×0.9/1.25Mpa =648.00Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×644412.3/135×52×30) ×2.60×1.62Mpa =53.61Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×644412.3/135×52×120) ×2.2×1.79Mpa =12.53Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)= 5/2(30+90)=300mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×135×300.84/60×1000 =2.12m/s d1≥147.1mm M=5 i齿=3 Z1=30 Z2=90 u=3 T1=644412.3N·mm αHlimZ1=825Mpa αHlimZ2=648Mpa 中心距a=300mm 六、轴的设计计算 ---输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217~255HBS 根据课本公式,并查表 ,取c=115 d≥115 (20.30/300.84)1/3mm=46.02mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=46.02×(1+5%)mm=48.32 ∴可选d=55mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段:d1=55mm 长度取L1=280mm ∵h=2c c=1.3mm II段:d2=d1+2h=55+2×2×1.3=60.2mm ∴取d2=60mm 初选用7212c型角接触球轴承,其内径为60 mm, 宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为60mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L2=(2+60+14)= mm III段直径d3=70mm L3=L1-L=135-2=133mm Ⅳ段直径d4=80mm 长度与右面的套筒相同,即L4=80mm 由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=70+2×3=76mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(60+3×2)=66mm, 长度为30mm 第6断,轴承内径D6=60mm,则与之相同 长度为L6=23mm,稍大于轴承宽度侧可以。 预留了砂轮越程槽。宽5mm,深2mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d1=150mm ②求转矩:已知T1=612032.97N·mm ③求圆周力:Ft 根据课本P127(6-34)式得 齿轮的圆周速度V=2.12m/s d1=48.97mm m=2.5mm d=55mm d1=55mm L1=280mm d2=60mm L2=76mm d3=70mm L3=133mm d4=80mm L4=50mm d5=66mm Ft=2T2/d2=2×644412.3/150=8592.14N ④求径向力Fr 根据课本P127(6-35)式得 Fr=Ft·tanα=8592.14×tan200=3127.29N ⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=255/2=127.5mm (1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b) 轴承支反力: FAY=FBY=Fr/2=1563.64N FAZ=FBZ=Ft/2=4296.07N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=1563.64×127.5 = 199364.1N·mm L5 =30mm D6=60mm L6=14mm Ft =8592.14N Fr=3127.29N FAY FAZ = = FBY FBZ =1563.64N =4296.07N MC1=199364.1N·mm (3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FAZL/2=4296.07×127.5= 547748.9 N·m m (4)绘制合弯矩图(如图d) MC=(MC12+MC22)1/2=( 199364.12+547748.9 2)1/2=582902.13N·mm (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=644412.3N·mm (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[582902.132+(1×644412.3)2]1/2=868931.59N·mm (7)校核危险截面C的强度 由式(6-3) σe=Mec/0.1d33=868.931/0.1×553 =52.22 MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 MC2=547748.9 N·m m MC =582902.13N·mm T=644412.3N·mm Mec =868931.59N·mm σe =52.22 MPa <[σ-1]b -------输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(19.28/100.28)1/3=66.37mm 取d=70mm 2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7216c型角接球轴承,其内径为80mm,宽度为25mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为60mm,则该段长95mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 其余长度按高速轴设计 II断:齿轮轴d=90mm, L=128mm。低速齿轮比高速齿轮略窄5mm有助于传动稳定。 III断:轴肩,d3=106mm, L3= 35mm。 IV 断:d4=90mm,L4 =30mm, 为轴肩,定位轴承。 V 断:d5=80mm,L5=29mm,为轴承断, VI断:d6 =70mm, L6 =200mm,连接联轴器。 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径:已知d2=450mm ②求转矩:已知T3=1836098.92N·mm ③求圆周力Ft:根据课本的得 Ft=2T3/d2=2×1836.1×103/450=8160.4N ④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得 Fr=Ft·tanα=8160.4×0.36379=2970.15N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=125mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=2970.15/2=1485.07N FAZ=FBZ=Ft/2=8160.4/2=4080.2 N (2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称 d=70mm d1=80mm L1=85mm D2=90mm L2=128mm 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=1485.07×125=185.63N/m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=4080.2×125=510.0N/m (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(185.632+510.02)1/2 =542.73N·m (5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[542.732+(1×1836.1)2]1/2 =1914.63N·m (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) σe=Mec/(0.1d)=1914.63/(0.1×703) =55.8Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 D3=106mm L3= 35mm D4=90mm L4=30mm D5=80mm L5=23mm FAX=FBY =1485.07N FAZ=FBZ =4080.2 N MC1=185.63N/m MC2=510.0N/m MC =542.73N·m Mec =1914.63N·m σe =55.8Mpa<[σ-1]b 轴承预计寿命 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 10×365×16=58400小时 1、计算输入轴承 (1)已知nⅡ=300.84r/min 两轴承径向反力:FR1=FR2=4296.07N 初先两轴承为角接触球轴承7012AC型 根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=2706.5N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=FS1=2706.5N FA2=FS2=2706.5N (3)求系数x、y FA1/FR1=2706.5/4296.07N=0.63 FA2/FR2=2706.5N/4296.07N=0.63 根据课本可得e=0.68 FA1/FR1 因篇幅问题不能全部显示,请点此查看更多更全内容