减速器课程设计.doc
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`《机械设计》课程设计说明书
目录
摘要 I
1课程设计任务 1
1.1课程设计的目的 1
1.2课程设计要求 1
1.3课程设计的数据 1
2设计方案拟定及说明 2
2.1组成 2
2.2特点 2
2.3确定传动方案 2
2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器(展开式) 2
3电动机选择 3
3.1选择电动机的类型 3
3.2传动装置的总传动比及其分配 5
3.3计算传动装置的运动和动力参数 5
4齿轮的设计 7
5轴的拟定 16
6轴与滚动轴承的设计、校核计算 18
7键的设计计算及校核 22
8箱体结构的设计 23
结论 25
参考文献 26
1课程设计任务
1.1课程设计的目的
该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节,其主要目的是:
(1)综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识,分析和解决机械设计问题,进一步巩固和拓展所学的知识
(2)通过设计实践,逐步树立正确的设计思想,增强创新意识和竞争意识,熟悉掌握机械设计的一般规律,培养分析问题和解决问题的能力。
(3)通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料,进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。
1.2课程设计要求
1.两级减速器装配图一张(A1)
2.零件工作图两张(A3)
3.设计说明书一份
1.3课程设计的数据
课程设计的题目是:
带式输送机减速系统设计
工作条件:
运输机连续单向运转,有轻微振动,经常满载,空载起动,两班制工作,使用期限10年,输送带速度容许误差为±5%。
卷筒直径D=380mm,带速=1.95m/s,带式输送机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F=2.8KN
2设计方案拟定及说明
2.1组成
机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。
传动装置位于原动机和工作机之间,用来传递运动和动力,并可以改变转速,转矩的大小或改变运动形式,以适应工作机功能要求。
2.2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。
2.3确定传动方案
综合比较带式输送机的四种传动方案,下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。
2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)
图2-1传动装置总体设计简图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
3电动机选择
3.1选择电动机的类型
电动机选择包括选择类型、结构形式、容量(功率)和转速,并确定型号。
3.1.1电动机类型和结构形式选择
工业上一般用三相交流电源,无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。
最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。
其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低,使用与不易燃、不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。
由于启动性能较好,页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。
常用的是封闭式Y(IP44)系列。
3.1.2选择电动机容量
选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。
电动机容量主要由发热条件而定。
电动机发热与工作情况有关。
对于载荷不变或变化不大,且在常温下长期连续运转的电动机,只要其所需输出功率不超过其额定功率,工作时就不会过热,可不进行发热计算。
这类电动机按下述步骤确定:
1)工作机所需功率
工作机所需功率应由机器工作阻力和运动参数计算确定。
已知输送带速度(m/s)与卷筒直径D(mm),则卷筒轴转速nw为:
=r/min=(3-1)
已知带式输送机驱动卷筒的圆周力(牵引力)F(N)和输送带速(m/s),则卷筒轴所需功率为:
=kw=kw(3-2)
2)电动机的输出功率
——电动机至工作机主动轴之间的总效率,即:
=≈0.86(3-3)
式中,正、、、、为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率,由表2-4查的其数值为:
弹性联轴器=0.99、滚动轴承=0.99、圆柱齿轮传动=0.97、卷筒滑动轴承=0.96。
=kw=kw(3-4)
2)确定电动机额定功率
根据计算出的功率可选定电动机的额定功率。
应使等于或稍大于。
故,按表20-1选取电动机额定功率=5.5kw
3.1.3电动机的转速
为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。
由表3.1查的单级圆柱齿轮传动比范围=3─6,则电动机的转速可选范围为:
=972~3888r/min(3-5)
可见同步转速为1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机均符合。
表3.1方案对比表
方案
电动机型号
额定功率(kw)
电动机(r/min)
电动机
质量(kg)
电动机装置的传动比
同步
满载
总传动比
高速级传动比
低速级传动比
1
Y132S-2
5.5
3000
2900
64
4.6
2.0
2.3
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
5.06
2.2
2.3
3
Y132M2-6
5.5
1000
960
73
4.4
2.0
2.2
由表中数据可知方案一低速级的传动比不符合要求(<3),方案二与方案三比较,方案三传动比大,传动装置的结构尺寸较大。
因此,采用方案二,选定的型号为Y132s-4。
3.1.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸
图3-1
表3.2方案对比表
电动机型号
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
K
AB
AD
AC
HD
AA
BB
HA
L
Y132S
132
216
140
89
38
80
10×8
33
12
280
210
135
315
60
200
18
475
由表20-1、表20-2查出Y132S-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列上表。
3.2传动装置的总传动比及其分配
对于二级圆柱齿轮减速器,为使两级的大齿轮有相近的浸油深度,高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配:
(3-6)
总传动比为:
(3-7)
取高速级传动比=3.2,则低速级传动比为:
(3-8)
所得值符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数范围。
3.3计算传动装置的运动和动力参数
3.3.1各轴转速n(r/min)
传动装置的各轴转速为:
=1440r/min(3-9)
(3-10)
(3-11)
3.3.2各轴输入功率P(kw)
各轴输入功率分别为:
=5.5kw(3-12)
=5.5×0.99kw=5.445kw(3-13)
(3-14)
(3-15)
3.3.3各轴输入转矩T
各轴的输入转矩分别为:
(3-16)
(3-17)
(3-18)
(3-19)
表3.3方案对比表
项目
电动机
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速(r/min)
1440
1440
352
110
功率(kw)
5.5
5.445
5.229
5.021
转矩()
36.48
36.11
144.61
444.357
传动比
13.33
3.2
4.17
效率
0.99
0.9801
0.950697
4齿轮的设计
本次课程设计我采用的是斜齿轮,斜齿轮的优点是,能提高齿轮啮合的重合度,使齿轮传动平稳,降低噪音,。
提高齿根的弯曲强度,齿面的接触疲劳强度,但是斜齿轮会产生轴向力,可采用推力轴承进行消除。
设计齿轮的要求是:
(1)高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度;
(2)齿面由较高硬度、耐磨性;(3)轮齿芯部要有足够的强度和韧度。
故齿轮的设计按下述步骤:
4.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。
(1)选择齿轮类型;考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
(2)选择齿轮材料及热处理;高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火,小齿轮齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用钢调制,齿面硬度为240HBS
(3)选择齿轮精度等级;按GB/T10095-1998,选择7级。
(4)选择齿轮齿数;、互为质数(相啮合齿对磨损均匀,传动平稳),闭式=20~40,硬齿面故取小齿轮齿数=22,大齿轮齿数==22×4.37=96.14,取=97。
传动比误差 i=u===4.41Δi=0.044%5%,允许
(5)选取螺旋角;初选螺旋角β=。
2.按齿面接触强度设计计算;
(4-1)
(1)确定公式内各参数的值:
①试选载荷系数=1.6
查课本图10-30选取区域系数Z=2.433
由课本图10-26查得齿轮端面重合度
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×1440×1×(2×8×300×10)h=4.1472×10h(4-2)
N=(4.41为齿数比,即4.41=)(4-3)
③查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数:
K=0.92K=0.95
④查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1
⑤查课本表10-6查得弹性影响系数=189.8
⑥查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。
⑦计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.90×600MPa=552(4-4)
[]==0.95×550=522.5(4-5)
许用接触应力(4-6)
⑧T=95.5×10×==3.611×10(4-7)
(2)设计计算
①试算小齿轮的分度圆直径d,由计算公式得:
=≈39.97mm(4-8)
②计算圆周速度。
≈3.012m/s(4-9)
③计算齿宽b和模数。
计算齿宽b:
b==1×39.97mm=39.97mm(4-10)
计算摸数m:
=(4-11)
④计算齿宽与高之比。
齿高h:
h=2.25=2.25×1.62mm=3.636(4-12)
=≈10.99(4-13)
⑤计算纵向重合度。
=0.318=1.903(4-14)
⑥计算载荷系数K
a)查课本表10-2查得使用系数=1.11
b)根据,7级精度,(《互换性》表10-10);查课本由图10-8得动载系数K=1.14;查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.42
c)查课本由表10-13得:
K=1.265
查课本由表10-3得:
K==1.4
故载荷系数:
K=KKK=2.21(4-15)
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=44.48×=44.51(4-16)
⑧计算模数
=(4-17)
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥(4-18)
⑴确定公式内各计算数值
①计算载荷系数K
K=KK=1.25×1.14×1.35×1.4=1.97(4-19)
② 螺旋角系数
根据纵向重合度=1.8236,从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88
③ 计算当量齿数
(4-20)
(4-21)
④查取齿形系数和应力校正系数
查课本由表10-5得:
齿形系数=2.592=2.188
应力校正系数=1.596 =1.798
⑤工作寿命两班制,10年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数:
N=4.1472×10h
大齿轮应力循环次数:
N=
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮大齿轮
⑥ 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.85K=0.88
⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
[]=(4-22)
[]=(4-23)
⑧ 计算大、小齿轮的并加以比较
(4-24)
(4-25)
大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.
⑵设计计算
计算模数
(4-26)
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm,已可满足弯曲疲劳。
但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径51.077来计算应有的齿数.于是由:
==28.79(4-26)
取=26,那么=4.41×26=113.62=114
4.几何尺寸计算
⑴计算中心距
a===115.94(4-27)
将中心距圆整为116
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos(4-28)
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
⑶计算大、小齿轮的分度圆直径
d==44.9(4-29)
d==187.2(4-30)
⑷计算齿轮宽度
=(4-31)
圆整后取
4.2低速级齿轮传动的设计计算
1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。
(1)选择齿轮类型;考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
(2)选择齿轮材料及热处理;高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火,小齿轮齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用钢调制,齿面硬度为240HBS
(3)选择齿轮精度等级;按GB/T10095-1998,选择7级。
(4)选择齿轮齿数;、互为质数(相啮合齿对磨损均匀,传动平稳),闭式=20~40,硬齿面故取小齿轮齿数=24,大齿轮齿数==24×3.36=80.64,取=81。
传动比误差 i=u===3.375Δi=0.034%5%,允许
(5)选取螺旋角;初选螺旋角β=。
2.按齿面接触强度设计计算;
(4-41)
(1)确定公式内各参数的值:
①试选载荷系数=1.6
查课本图10-30选取区域系数Z=2.433
由课本图10-26查得齿轮端面重合度
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×1440×1×(2×8×300×10)h=0.994×10h(4-42)
N=(4.09为齿数比,即4.09=)(4-43)
③查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数:
K=0.95K=0.97
④查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1
⑤查课本表10-6查得弹性影响系数=189.8
⑥查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。
⑦计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.90×600MPa=570(4-44)
[]==0.95×550=533.5(4-45)
许用接触应力(4-46)
⑧T=95.5×10×=206.63(4-47)
(2)设计计算
试算小齿轮的分度圆直径d,由计算公式得:
=mm(4-48)
②计算圆周速度。
1.146m/s(4-49)
③计算齿宽b和模数。
计算齿宽b:
b==1×72.44mm=72.44mm(4-50)
计算摸数m:
=(4-51)
④计算齿宽与高之比。
齿高h:
h=2.25=2.25×2.93mm=6.39(4-12)
=≈11.99(4-13)
⑤计算纵向重合度。
=0.318=1.903(4-54)
⑥计算载荷系数K
a)查课本表10-2查得使用系数=1.25
b)根据,7级精度,(《互换性》表10-10);查课本由图10-8得动载系数K=1.05;查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.426
c)查课本由表10-13得:
K=1.35
查课本由表10-3得:
K==1.4
故载荷系数:
K=KKK=1.25×1.05×1.4×1.426=2.156(4-55)
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
=d=72.44×=70.02(4-56)
⑧计算模数
=(4-57)
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥(4-58)
⑴确定公式内各计算数值
①计算载荷系数K
K=KK=1.25×1.05×1.4×1.35=1.925(4-59)
② 螺旋角系数
根据纵向重合度=1.8236,从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88
③ 计算当量齿数
(4-60)
(4-61)
⑤查取齿形系数和应力校正系数
⑥查课本由表10-5得:
齿形系数=2.5592=2.197
应力校正系数=1.6146 =1.7813
⑤工作寿命两班制,10年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数:
N=4.1472×10h
大齿轮应力循环次数:
N=
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮大齿轮
⑥ 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.87K=0.88
⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
[]=(4-62)
[]=(4-63)
⑧ 计算大、小齿轮的并加以比较
(4-64)
(4-65)
大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.
⑵设计计算
计算模数
(4-66)
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm,已可满足弯曲疲劳。
但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径85.49来计算应有的齿数.于是由:
==27.18(4-66)
取=27,那么=86.
4.几何尺寸计算
⑴计算中心距
a===145.57(4-67)
将中心距圆整为1
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos(4-68)
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
⑶计算大、小齿轮的分度圆直径
d==69.56(4-69)
d==221.58(4-70)
⑷计算齿轮宽度
B=(4-71)
圆整后取
5.轴的拟定
5.1联轴器的设计及选择
5.1.1类型选择
联轴器的类型根据工作要求选定。
联接电动机与减速器高速轴的联轴器,由于轴的转速较高,一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器,例如弹性套柱销联轴器,弹性柱销联轴器。
减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,传递的转矩较大,又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移,因此常选用刚性可移式联轴器。
5.1.2联轴器的设计计算
5.1.2.1高速轴的联轴器的选择
已知=7.425kw=1440r/min=49242.1875N·mm;选取轴的材料为45钢,调制处理;查《机械设计课程设计》得电动机型号为Y132M-4的D=38mm。
查课本表15-3,取=112,所以得高速轴的最小直径处算为:
=(5-1)
联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为:
(5-2)
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计课程设计》,选取HL3联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630N·m。
所以高速轴的最小直径为32mm.
HL3联轴器GB5014-85主动端=38mm,Y型轴孔,L=82mm,A型键槽;
从动端=32mm,Y型轴孔,L=82mm,A型键槽。
5.1.2.2低速轴的联轴器的选择
已知=6.86kw=98r/min=668500N·mm;选取轴的材料为45钢,调制处理;查课本表15-3,取=112,所以得高速轴的最小直径处算为:
=46.16
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- 减速器 课程设计 doc