一級圓錐齒輪減速器說明書F=6200,V=1.5,D=475(說明書)
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機械課程設(shè)計系 別:班 級:姓 名:學(xué) 號:指導(dǎo)教師:職 稱:目 錄一、設(shè)計任務(wù)書 1二、傳動裝置總體設(shè)計方案 1三、選擇電動機 2四、計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 3五、普通 V 帶設(shè)計計算 4六、減速器齒輪傳動設(shè)計計算 7七、軸的設(shè)計 .12八、滾動軸承壽命校核 .22九、鍵聯(lián)接設(shè)計計算 .24十、聯(lián)軸器的選擇 .25十一、減速器的密封與潤滑 .25十二、減速器附件 .26十三、減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 .28十四、設(shè)計小結(jié) .28十五、參考文獻 .291一、 設(shè)計任務(wù)書1.1 設(shè)計題目一級圓錐減速器,拉力 F=6200N,速度 v=1.5m/s,直徑 D=475mm,每天工作小時數(shù):16 小時,工作年限(壽命):15 年,每年工作天數(shù):300 天,配備有三相交流電源,電壓 380/220V。1.2 設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.普通 V 帶設(shè)計計算6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算7.傳動軸的設(shè)計8.滾動軸承校核9.鍵聯(lián)接設(shè)計10.聯(lián)軸器設(shè)計11.潤滑密封設(shè)計二、 傳動裝置總體設(shè)計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定,前置外傳動為普通 V 帶傳動,減速器為一級圓錐齒輪減速器。2.2 該方案的優(yōu)缺點由于 V 帶有緩沖吸振能力,采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響,并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大,可以采用 V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu),并且價格便宜,標準化程度高,大幅降低了成本。18三、 選擇電動機3.1 電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件,選用三相籠型異步電動機,電壓為 380V,Y 型。3.2 確定傳動裝置的效率查表得:聯(lián)軸器的效率:η1=0.99滾動軸承的效率:η2=0.98V 帶的效率:ηv=0.96閉式圓錐齒輪的效率:η3=0.97工作機的效率:ηw=0.97η ??=??1×??32×????×??3×????=0.8423.3 選擇電動機容量工作機所需功率為????=??×??1000=6200×1.51000=9.3????電動機所需額定功率:????=????????=9.30.842=11.05????工作轉(zhuǎn)速:????=60×1000×????×?? =60×1000×1.5??×475 =60.34??????經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍,V 帶傳動比范圍為: 2~3,一級圓錐齒輪傳動比范圍為:2~8,因此理論傳動比范圍為:4~24??蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為 nd=ia×nw=(4~24)×60.34=241--1448r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素,選定電機型號為:Y200L-8 的三相異步電動機,額定功率Pen=15kW,滿載轉(zhuǎn)速為 nm=730r/min,同步轉(zhuǎn)速為 nt=750r/min。圖 3-1 電機尺寸Pd=11.05nw=60.34293.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 nm 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為:????=????????=73060.34=12.098(2)分配傳動裝置傳動比取普通 V 帶的傳動比: iv=3減速器傳動比為??1=????????=4.03四、 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1 電動機輸出參數(shù)??0=11.05??????0=????=730????????0=9550000×??0??0=9550000×11.05730=144558.22???????4.2 高速軸的參數(shù)PⅠ =P0×η v=11.05×0.96=10.61kWia=12.098iv=3i1=4.0329nⅠ =n0i0=7303 =243.33rpmTⅠ =9550000×PⅠnⅠ =9550000×10.61243.33=416411.87N?mm4.3 低速軸的參數(shù)PⅡ =PⅠ ×η 2×η 3=10.61×0.98×0.97=10.09kWnⅡ =nⅠi1=243.334.03=60.38rpmTⅡ =9550000×PⅡnⅡ =9550000×10.0960.38=1595884.4N?mm4.4 工作機的參數(shù)PⅢ =PⅡ ×η 1×η 2×η 2×η w=10.09×0.99×0.98×0.98×0.97=9.31kWnⅢ =nⅡ =60.38rpmTⅢ =9550000×PⅢnⅢ =9550000×9.3160.38=1472515.73N?mm五、 普通 V 帶設(shè)計計算1.確定計算功率 Pca由表 8-8 查得工作情況系數(shù) KA=1.1,故 ??????=????×??=1.1×11.05=12.155????2.選擇 V 帶的帶型根據(jù) Pca、n1 由圖 8-11 選用 B 型。3.確定帶輪的基準直徑 dd 并驗算帶速 v1)初選小帶輪的基準直徑 dd1。由表 8-7 和表 8-9,取小帶輪的基準直徑 dd1=150mm。2)驗算帶速 v。按式(8-13)驗算帶的速度29??=??×????1×??60×1000=??×150×73060×1000=5.73??????1因為 5m/s<v<30m/s,故帶速合適。3)計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式(8-15a) ,計算大帶輪的基準直徑 ????2=??×????1=3×150=450????根據(jù)表 8-9,取標準值為 dd2=450mm。4.確定 V 帶的中心距 a 和基準長 Ld 度根據(jù)式(8-20) ,初定中心距 a0=900mm。由式(8-22)計算帶所需的基準長度Ld0=2×a0+π 2×(dd1+dd2)+(dd2?dd1)24×a0 =2×900+π 2×(150+450)+(450?150)24×900≈ 2767mm由表選帶的基準長度 Ld=2700mm。按式(8-23)計算實際中心距 a。a≈ a0+Ld?Ld02 =900+2700?27672 ≈ 866mm按式(8-24),中心距的變化范圍為 826--947mm。5.驗算小帶輪的包角 αaα 1≈ 180°?(dd2?dd1)×57.3°a ≈ 180°?(450?150)×57.3°866=160.15°120°6.計算帶的根數(shù) z1)計算單根 V 帶的額定功率 Pr。由 dd1=150mm 和 n1=730r/min,查表 8-4 得 P0=1.93kW。根據(jù) n1=730r/min, i=3 和 B 型帶,查表 8-5 得△P0=0.229kW。查表 8-6 得 Kα=0.95,表 8-2 得 KL=1.04,于是Pr=(P0+ △ P0)×Kα ×KL=(1.93+0.229)×0.95×1.04=2.133kW2)計算帶的根數(shù) zz=PcaPr=12.1552.133≈ 5.7取 6 根。7.計算單根 V 帶的初拉力 F0由表 8-3 得 B 型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.17kg/m,所以??0=500×(2.5?????)×??????????×??×?? +??×??2=500×(2.5?0.95)×12.1550.95×6×5.73+0.17×5.732=294??8.計算壓軸力 Fp29????=2×??×??0×sin(??12)=2×6×294×sin(160.15°2 )=3475.2??9.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1)小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪的軸孔直徑 d=55mm因為小帶輪 dd1=150小帶輪結(jié)構(gòu)選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下: ??1=2.0×??=2.0×55=110????????=????+2×???=150+2×3.5=157??????=(???1)×??+2×??=(6?1)×19+2×11.5=118????因為 L=2.0×de,Pr=0.4 ×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷 Cr=73.2kN,額定靜載荷 C0r=92kN,軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計算得到合成支反力:Fr1= R2AH+R2AV= (?7103.81)2+(3733.93)2=8025.36NFr2= R2BH+R2BV= (6512.61)2+(?11898.93)2=13564.61N查表得系數(shù) Y=1.4????1=????12??=2866.2??????2=????22??=4844.5??由前面計算可知軸向力 Fae=715N????1=??????+????2=5559.5??????2=????2=4844.5??Fa1Fr1=0.693> eFa2Fr2=0.36≤ e查表得 X1=0.4,Y1=1.4,X2=1,Y2=0查表可知 ft=1,fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下:????1=??1×????1+??1×????1=0.4×8025.36+1.4×5559.5=10993.44??????2=??2×????2+??2×????2=1×13564.61+0×4844.5=13564.61??取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式???=10660??×(????×????????×????)103=78240?72000?由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2 低速軸上的軸承校核根據(jù)前面的計算,選用 30216 軸承,內(nèi)徑 d=80mm,外徑 D=140mm,寬度B=26mm查閱相關(guān)手冊,得軸承的判斷系數(shù)為 e=0.42。當(dāng) Fa/Fr≤e 時,Pr=Fr ;當(dāng) Fa/Fre,Pr=0.4 ×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷 Cr=160kN,額定靜載荷 C0r=212kN,軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計算得到合成支反力:Fr1= R2AH+R2AV= (?1093.89)2+(2846.63)2=3049.57NFr2= R2BH+R2BV= (1773.89)2+(4911.37)2=5221.9N查表得系數(shù) Y=1.4????1=????12??=1089.13??????2=????22??=1864.96??由前面計算可知軸向力 Fae=2741N????1=??????+????2=4605.96??????2=????2=1864.96??Fa1Fr1=1.51> eFa2Fr2=0.36≤ e查表得 X1=0.4,Y1=1.4,X2=1,Y2=0查表可知 ft=1,fp=1因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下:????1=??1×????1+??1×????1=0.4×3049.57+1.4×4605.96=7668.17??????2=??2×????2+??2×????2=1×5221.9+0×1864.96=5221.9??取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式???=10660??×(????×????????×????)103=78240?72000?九、 鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1 高速軸與大帶輪鍵連接校核選用 A 型鍵,查表得 b×h=12mm×8mm( GB/T 1096-2003),鍵長70mm。鍵的工作長度 l=L-b=58mm大帶輪材料為鑄鐵,可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力σ ??= 4×???×??×??=33??????1.2δ, 12mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離△2, δ, 12.5mm箱蓋、箱座肋厚 m1、m, m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ, 8mm、 8mm十四、 設(shè)計小結(jié)機械設(shè)計課程設(shè)計是機械課程中一個重要的環(huán)節(jié)通過了幾個周的課程設(shè)計使我從各個方面都受到了機械設(shè)計的訓(xùn)練,對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認識。由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗,理論知識學(xué)的不牢固,在設(shè)計中難免會出現(xiàn)問題,如:在選擇計算標準間是可能會出現(xiàn)誤差,如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大,在查表和計算上精度不夠準確。十五、 參考文獻[1] 濮良貴.機械設(shè)計第九版. 西北工業(yè)大學(xué)出版社[2] 吳宗澤.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第 3 版. 高等教育出版社[3] 機械設(shè)計手冊編委會 . 機械設(shè)計手冊(第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷) (新版)北京機械工業(yè)出版社,2004[4] 周開勤主編.機械零件手冊(第四版). 北京:高等教育出版社,1994[5] 龔桂義主編.機械設(shè)計課程設(shè)計圖冊(第三版)[6] 徐灝主編.機械設(shè)計手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,199129- 1.請仔細閱讀文檔,確保文檔完整性,對于不預(yù)覽、不比對內(nèi)容而直接下載帶來的問題本站不予受理。
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