广东工业大学机械制造的课程设计报告doc.docx
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广东工业大学机械制造的课程设计报告doc
课程设计
课程名称
机械设计
题目名称
减速器设计
学生学院
机电工程学院
专业班级
13级微电子
(1)班
学
号
学生姓名
指导教师
2015年1月15日
一.计算各轴传动参数3
二.带传动设计4
三,高速级齿轮设计5
四.低速级齿轮计算10
五.轴系设计12
六.润滑与密封方式的选择17
八.减速器附件的选择18
九.其他技术说明19
十.总结19
参考文献20
致谢20
一.计算各轴传动参数
筒直径D(mm)=400
输送带速度V(m/s)=1.7
输送带拉力F(N)=2120
P
Fv
2120
1.7
1000
3.604kw
电机功率的选择w:
1000
总:
由电动机到工作机之间的总效率
电动机所需功率
选择电机型号为
Y132S-4型
计算工作机的转速:
总的传动比:
分配各级传动比;
解得:
计算各轴的转速:
计算各轴的功率:
计算各轴的扭矩:
各轴传动参数表
项目
电动机轴
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
功率kw
4.45
4.005
3.846
3.694
转速
r/min
1440
720
203.97
80.94
P0Pd4.45kw
转矩N
mm
4.35105
传动比i
23.532.52
效率
0.900.960.96
二.带传动设计
1.确定计算功率Pca
由表8-8查的工作情况系数KA=1.1,故
2.选择V带的类型
根据Pca,n1由图8-11选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1,取小带轮的基准直径dd1=90mm
2)验算带速v。
因为5msv30ms,所以带速适合。
3)计算大带轮的直径。
取标准值180mm
4.确定v带的中心距和基准长度Ld
1)初定中心距a0400mm。
2)计算带的基准长度
Ld0
2a0
(dd1dd2)
(dd2dd1)2
2400
(90180)(180
90)2
1229mm
2
4a0
2
4
400
由表8-2选择带的基准长度
Ld=1250mm
3)计算实际的中心距
a0
Ld
Ld0
400
12501229
aa0
2
411mm
2
中心距的变化范围为
392-449mm
5.验算小带轮上的包角a1
6.
计算带的根数z
1
)计算单根v带的额定功率pr。
由dd1=90mm。
n1=1440r
min,查表得p0=1.064kw
根据n1=1440rmin,i=2
和A型带,查表得
p0=0.17kw。
查表得ka
0.96
,kL=0.93.于是
Pr(P0
P0)
KAKL
(1.0640.17)
0.960.931.102kw
2)计算带的根数
Pca
4.895
z
4.3
pr
1.104
取5根。
6.计算单根v带的初拉力F0
F0500(2.5Ka)Pca
qv2
500
2.5
0.96
4.8950.1056.782
120.64N
Kazv
0.96
56.78
8.计算压轴力FP
FP
2zF0sina1
25120.64sin
167
1198.65N
2
2
9.主要设计结论。
选用A型V带5根,带基准长度1250mm。
带轮基准直径
dd1=90mm,dd2180mm
中心距控制在a=392-449mm。
单根初拉力F0=120.64N。
三.高速级齿轮设计
1.选用精度等级,材料及齿数。
1).压力角20.
2)齿轮精度选用7级精度。
3)
材料选择:
小齿轮用
45号钢,调质处理,齿面硬度240HBS。
大齿轮用45
号钢,正
火处理,齿面硬度190HBS。
软齿面。
4)
选用小齿轮齿数z1
24,大齿轮齿数z2
iz13.532484.72,取z2
85
2.按齿面接触疲劳强度设计。
(1)试算小齿轮的分度圆直径。
即
1)确定公式中的各个参数值。
计算小齿轮的转矩
T15.31104Nm
试选载荷系数KHt
1.3
选用齿宽系数
d
1
④初选螺旋角
14
⑤查得区域系数
ZH
2.433
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z
查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑦螺旋角系数Zcoscos140.985
⑧计算接触疲劳许用应力H。
由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1550MPa
Hlim2370MPa
计算应力次数小齿轮
N1
60n1jLh
60720(28
3008)
1.6589109
大齿轮N2
N1/i
1.6589
109/3.53
4.6994
108
查的接触疲劳寿命系数
KHN1
0.93,
KHN2
1.04
取失效概率为
1%,安全系数为S=1.
所以
H1
KHN1Hlim1
0.93550
S
1
511.5MPa
取两者中较小的
H
H
2
384.8MPa
⑨试算小齿轮分度圆直径
(2)调整分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。
②齿宽b。
2)计算实际载荷系数KH
①查的使用系数KA1
②根据v和7级精度,查的动载系数Kv1.07
③齿轮的圆周力
Ft1
2T1
25.31104
2.211103N,
d1t
48.029
查表得齿间载荷分配系数
④用插值法查得7级精度,小齿轮相对支承非对称布置是
KH
1.419
则载荷系数为
KH
KAKvKHKH
11.07
1.41.419
2.126
3)按实际载荷系数算的的分度圆直径
b/h10.99
KF1.34
d1d1t3
KH
48.029
32.126
57.374mm
KHt
1.3
mn
d1
cos/z1
57.374
cos14/24
2.320mm
及相应齿轮模数
按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)试算齿轮模数,即
1)试确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KFt1.3
②计算弯曲疲劳强度的重合度
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
YFaYaa
④计算F
。
当量齿数
zv1
z1/cos3
24/cos314
26.
27
,
z
z
/cos3
85/cos314
93.05
v2
2
查图得齿形系数
YFa12.62
YFa22.21
由图查的应力修正
系数
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳系数分别是
Flim1380MPa
由表查的弯曲疲劳寿命系数
KFN10.87
KFN
2
0.92
取弯曲疲劳安全系数
因为大齿轮的
S1.4得
大于小齿轮的,所以取
2)计算模数
(2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v
②齿宽
h
b/h
③齿高
及宽高比
2)计算实际载荷系数
KF
①根据v=1.371m/s,7
级精度,由图查得动载荷系数
②由
查表得齿间载荷分配系
KFa
1.4数
③用
插值法
得KH
1.416结合
查图得
则载荷系数为
3)按实际载荷系数算得的齿轮模数
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模
数。
从满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近取
mn
2mm;为了同时满足接触疲劳强度,
按需接触疲劳强度算的的分度圆直径
d1
57.374mm来计算小齿轮的齿数,
即z
d
cos
/m
57.374
cos14
/2
27.83
。
1
1
n
,取z
99。
取
z1
28
,则
z2
iz13.53
2
2898.84
4.几何尺寸的计算。
(1)计算中心距
取a130mm
。
(2)修正螺旋角
(3)计算大小齿轮的分度圆直径。
(4)计算齿轮宽度bdd1157.3757.37mm
取b258mmb163mm
5.主要设计结论。
齿数z1
28
z2
99模数m
2mm,压力角
20,螺旋角
12.333,变
为系数x10
x2
0
,中心距a
130mm,齿宽b2
58mmb1
63mm
四.低速级齿轮计算
1.选用精度等级,材料及齿数。
1).压力角20.
2)齿轮精度选用7级精度。
3)
材料选择:
小齿轮用
45号钢,调质处理,齿面硬度240HBS。
大齿轮用45
号钢,正
火处理,齿面硬度190HBS。
软齿面。
4)
选用小齿轮齿数z1
24,大齿轮齿数z2
iz12.522460.48,取z2
60
2.按齿面接触疲劳强度设计。
(1)试算小齿轮的分度圆直径。
即
1)确定公式中的各个参数值。
计算小齿轮的转矩T21.80105Nm
试选载荷系数KHt1.3
选用齿宽系数d1
④初选螺旋角14
⑤查得区域系数ZH2.433
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z
查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑦螺旋角系数Zcoscos140.985
⑧计算接触疲劳许用应力H。
由表查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为550MPa
Hlim1
Hlim2370MPa
计算应力次数小齿轮
N1
60n1jLh
60203.97(283008)4.70108
大齿轮N2
N1/i
4.70
108/2.52
1.87
108
查的接触疲劳寿命系数
KHN11.03,
KHN2
1.07
取失效概率为
1%,安全系数为S=1.
所以H1
KHN1Hlim1
1.03550
S
1
566.5MPa
取两者中较小的HH2395.9MPa
⑨试算小齿轮分度圆直径
(3)调整分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。
②齿宽b。
2)计算实际载荷系数KH
①查的使用系数
KA
1
②根据v和7级精度,查的动载系数
Kv
1.03
③齿轮的圆周力
Ft1
2T1
21.8
105
4.909103N,
d1t
73.33
查表得齿间载荷分配系数④用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置是
则载荷系数为KHKAKvKH
3)按实际载荷直径
及相应齿轮模数
KH1.425
KH11.031.41.4252.055
系数算的的分度圆
按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)试算齿轮模数,即
1)试确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数
KFt
1.3
②计算弯曲疲劳强
度的重合度
③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
YFaYaa
④计算F
。
当量齿数
zv1z1/cos3
24/cos314
26.27
查图得齿形
系数
由图查的应力修正系数
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳系数分别是
Flim1380MPa
由表查的弯曲疲劳寿命系数
KFN10.92
KFN20.95
取弯曲疲劳安全系数
S1.4
得
因为大齿轮的
大于小齿轮的,所以取
3)计算模数
(3)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v
②齿宽b
dd11
54.169
54.169mm
h
2han
cnmnth2
10.25
2.194.9275mm
b/h10.99
③齿高
及宽高比
2)计算实际载荷系数
KF
①根据v=0.579m/s,7
级精度,由图查得动载荷系数
②由
查表得齿间载荷分配系数
③用插值法得
KH
1.420
结合
查图得
则载荷系数为
KF
KAKvKFaKF
11.021.21.35
1.6524
3)按实际载荷系数
算得的齿
轮模数
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模
数。
从满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近取
mn
3mm;为了同时满足接触疲劳强度,
按需接触疲劳强度算的的分度圆直径
d
85.422mm
来计算小齿轮的齿数,
1
b/h10.99
KF
1.35
即z
dcos
/m
85.422
cos14
/3
27.628
。
1
1
n
取z1
28,则z2
iz12.52
28
70.56
取z2
71
5.几何尺寸的计算。
(1)计算中心距
取a153mm
。
(2)修正螺旋角
(3)计算大小齿轮的分度圆直径。
(4)计算齿轮宽度
取
b192mm
5.主要设计结论。
齿数z1
28
z2
71模数m
3mm,压力角
20,螺旋角
13.931,变
为系数x10
x2
0
,中心距a
153mm,齿宽b2
87mmb1
92mm。
五.轴系设计
1.低速速轴的设计。
1)功率p33.964kw,转速n380.94r/min,转矩T34.35105Nmm
2)作用在齿轮的力
3).初步确定轴的最小直径。
考虑键槽的影响,增大3%,则;
4)各段的直径。
①d1=42mm;②半联轴器需要定位,故设计一定位轴肩,定位轴肩的高度
h=(0.07~0.1)d1,h=2.94~4.2mm,此处安装毡圈,查标准工作内径为50mm,
因此d2=50mm;③与轴承配合,轴承内径有标准系列,取d3=55mm.同时选
择角接触轴承,型号为7211AC;④按照轴承的安装尺寸,查手册,h=(0.07~0.1)
d3=3.85~5.5mm,取d4=65mm;⑤轴环的直径用来定位齿轮,设计一定位轴
肩,取d5=70mm;⑥该段为安装齿轮处,取d6=60mm;⑦一根轴两端的轴承
同型号,取d7=55mm。
5)各段的长度。
①d6轴段与齿轮配合,为保证固定可靠,应使该轴段的长度略短于齿轮轮毂宽,
取L685mm;②d5轴段为轴环,长度L大于(1.5~2)h,h=5,取L510mm;
③d4轴段根据齿轮与内壁距离和d3轴段的长度,取L4=83.5mm;④d3轴段安装轴承,考虑非定位轴肩,取L3=22mm;⑤d2轴段外伸,按外伸轴长度的设计方法确定L2=39mm;⑥d1轴段安装联轴器,为保证固定可靠,取L1=112mm;
⑦d7轴段,根据轴承宽度和齿轮与内壁距离,确定d7=45.5mm。
6)轴的强度校核计算
轴上的载荷:
载荷水平面垂直面
支反力
弯矩
合成弯矩
扭矩T=435000Nmm
校核轴的强度:
7)轴承寿命计算。
选取7211AC,
8)轴承的径向载荷
9)轴承的轴向载荷
取载荷系数
为1.1,
轴承
径向载荷/N
轴向载荷/N
1
2819.43
1917.21
2
1414.35
2900.59
e=0.68,fp
1.5,因为
Fa1
0.68
Fa2
2.02
e
Fr1
e,
Fr2
故P1fpFr14265.89
N
轴承寿命Lh
106
C
10
4192597h,寿命足够。
(
r
)3
60n
P
2.中间轴的设计
1)
功率P3
3.846kw,转速n3
203.97r/min
2)求作用在齿轮上的力。
大齿轮直径d2202.68mm
小齿轮直径d386.56mm,
3)轴的结构设计。
(1)确定轴各段的直径,最小直径d
A3p
112
34.264mm
28.193mm
4)
n
267.33
1段以及第
5段直径为
d1
查轴承标准尺寸确定第
,同时选定轴承型号
30mm
70206AC;第2段定位轴肩,直径取
d2
;第
3
段装齿轮,直径取
;第
36mm
85mm
4段齿轮定位轴肩d4
40mm;第五段装齿轮,d5
34mm;第六段装轴承
d630mm。
(2)确定轴各段的长度,按从里向外的顺序进行。
第1段取30mm;第2段取7mm;第3段取92mm;第4段取10.5mm;第5段取56mm;
第六段取41.50。
4)轴的的强度校核。
载荷水平面垂直面
支反力
危险截面弯矩
合成弯矩
扭矩
T=180000Nmm
9)轴承寿命计算。
选取7206AC,
10)轴承的径向载荷
10)轴承的轴向载荷
为1.1,
取载荷系数
轴承
径向载荷/N
轴向载荷/N
1
2792.20
1898.70
2
3663.31
2548.7
e=0.68,fp
1.5,因为
Fa1
Fa2
0.71
e
Fr1
0.68e,
Fr2
故P1fpFr1
4188.3N
106
10
轴承寿命Lh
(Cr)3
501860h,寿命足够。
60n
P
3,高速轴的设计。
功率P14.005kw,转速n1720r/min
1)
转矩T153100Nmm
2)求作用在齿轮上的力。
已知高速级大齿轮的分度圆直径,
3)轴的结构设计。
(1)
先按课本15-2
初步估算轴的最小直径
选取轴的材料为
45钢,调质处理,
根据课本取
Ao
112最小直径dA3p
11434.005mm
20.199mm
n
720
考虑到键槽的削弱,轴径增大3%~7%,且最小端与带轮轴孔配合,
dmin20.1991.0320.80,
将dmin圆整为22m。
第一段外伸轴取22mm;第二段查毡圈标注尺寸取25mm;第三段安装轴
承,根据轴承标准值取30mm;第四段定位轴承取36mm;第五段加工齿
轮取57mm;第六段为过渡段取34mm;第七段安装轴承为30mm。
(2)确定轴各段的长度。
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