V帶單級斜齒圓柱齒輪減速器-課程設(shè)計.doc
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機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 設(shè)計題目:V帶——單級斜齒圓柱齒輪減速器 機電工程系機電二班 設(shè)計者:楚萬龍 學(xué) 號:0915060207 指導(dǎo)教師: 二○○八年12月19日 目錄 一、傳動方案擬定…………….……………………………….3 二、電動機的選擇……………………………………….…….4 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….5 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….……5 五、傳動零件的設(shè)計計算………………………………….….6 六、軸的設(shè)計計算………………………………………….....13 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…26 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………30 九、聯(lián)軸器的選擇………………………………………….....31 十、減速器附件的選擇………………………………….….32 十一、潤滑與密封…………………………………………....34 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 (1) 設(shè)計題目:設(shè)計一用于帶式運輸機上的一級斜齒圓柱齒輪減速器 (2) 工作條件:兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷輕微沖擊;工作年限5年,環(huán)境最高溫度35℃。 (3) 原始數(shù)據(jù):運輸帶工作拉力 F=2100N;帶速V=1.6m/s(允許運輸帶速度誤差為5%);滾筒直徑D=400mm。 一:傳動方案擬定(已給定) 1)、外傳動為v帶傳動 2)、減速器為一級圓柱斜齒輪減速器 3)、方案簡圖如下:. 4)、該工作機有輕微振動,由于V帶具有緩沖吸振能力,采用V帶傳動能減小帶來的影響,并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大,可采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu),并且價格便宜,標準程度高,大幅度降低了成本。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇: Y系列三相異步電動機,電壓380V 2、電動機功率選擇: (1)電動機工作所需的有效功率為 P= FV/1000=21001.6/1000=3.36 KW (2)傳動裝置的總功率: 帶傳動的效率η帶=0.95 齒輪傳動效率η齒輪=0.97 聯(lián)軸器效率η聯(lián)軸器=0.99 滾筒效率η滾筒=0.96 軸承效率η軸承=0.99 η總=η帶η2軸承η齒輪η聯(lián)軸器η滾筒 =0.950.9920.970.990.96 =0.87 (3)電機所需的工作功率: Pd= P/η總=3.36/0.87 =3.86KW 根據(jù)Po選取電動機的額定功率Ped,使Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW 查手冊得Ped =4KW 選電動機的型號:Y 132M1-6 則 n滿=960r/min 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 工作機的轉(zhuǎn)速 n=601000v/(πD) =6010001.6/3.14400 =76.43r/min i總=n滿/n=960/76.43=12.56 查表取i帶=3 則 i齒=12.56/3=4.19 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速 n0=n滿 =960(r/min) nI=n0/i帶=960/3=320(r/min) nII=nI/i齒=320/4.19=76.37(r/min) nIII=nII=76.37 (r/min) 2、 計算各軸的功率(KW) P0=Pd=4KW PI=P0η帶=40.95=3.8KW PII=PIη軸承η齒輪=3.80.990.97=3.65KW PIII=PIIη聯(lián)η軸承=3.650.990.98=3.54KW 3、 計算各軸扭矩(Nmm) T0=9550P0/n0=95504/960=39.79Nm TI=9550PI/nI=95503.8/320=113.41 Nm TII=9550PII/nII =95503.65/76.37=456.43 Nm TIII =9550PIII/nIII =95503.54/76.37=442.67 Nm 五、傳動零件的設(shè)計計算 1、 帶輪傳動的設(shè)計計算 (1)根據(jù)設(shè)計要求選擇普通V帶截型 由表8-7查得:kA=1.1 Pca=KAP=1.14=4.4KW 由圖8-11查得:選用A型V帶 (2)確定帶輪基準直徑,并驗算帶速 由表8-6和表8-8取主動輪基準直徑為dd1=112mm 從動輪基準直徑dd2= idd1=3112=336mm 取dd2=335mm 帶速V:V=πdd1n1/601000 =π112960/601000 =5.63m/s 在5~25m/s范圍內(nèi),帶速合適。 (3)確定帶長和中心矩 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(112+355)≤a0≤2(112+355) 所以有:326.9≤a0≤934 初步確定a0 =600mm 由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得: L0=2600+π(112+355)/2+(355-112)2/4600 = 1957.79mm 由表8-2確定基準長度Ld=2000mm 計算實際中心距 a≈a0+( Ld-L0) /2=600+(2000-1957.79)/2 =621.105mm 取a=620mm (4) 驗算小帶輪包角 α1=1800-( dd2-dd1) /a57.30 =1800-(355-112)/621.10557.30 =157.50>1200(適用) (5)確定帶的根數(shù) 由n0=960r/min dd1=112mm i=3 查表8-4a和表8-4b得 P0=1.20kw △P0=0.12kw 查表8-5得Kα=0.93 查表8-2得KL=1.03 由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL得: =4.4(1.20+0.12) 0.931.03 =3.5 取Z=4 (6) 計算張緊力F0 由表8-3查得q=0.1kg/m,則: F0=500Pca (2.5- k a)/ k a ZV+qV2 =5004.4/(2.5-0.93)/0.9345.63 +0.15.632N=168.09N 則作用在軸承的壓軸力FQ: FQ=2ZF0sinα1/2=24168.09sin157.580/2 =1324.96N 2、齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇齒輪材料及精度等級 參考表6-2初選材料。小齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì);齒面硬度為197~286HBW。大齒輪選用45鋼,正火,齒面硬度156~217HBW;根據(jù)小齒輪齒面硬度236HBW和大齒輪齒面硬度190HBW,按圖10-21a線查得齒面接觸疲勞極應(yīng)力為:限 σHlim1 =580MPa σHlim2=530 Mpa 按圖10-20b線查得輪齒彎曲度疲勞極限應(yīng)力為:σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa 按圖10-20c查得接觸壽命系數(shù)KHN1=1.02 KHN2=1.1 按圖10-20c查得彎曲壽命系數(shù)YN1=0.9 YN2=0.95 其中 N1=60rn1tn=601(960/3)530016=4.610 8 N2= N1/4.19=1.09810 8 根據(jù)要求取安全系數(shù)S=1 [σH1]=(KHN1σHlim1) /S=(1.02580) =591 MPa [σH2 ]=( KHN2 σHlim2)/S=(1. 1 530)=583 MPa (2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下 可用齒數(shù)比: u= 320/76.。37 根據(jù)齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為對稱布置 由表10-7取φd=1.1 1) 轉(zhuǎn)矩T1 T1=95.510 5P/ n 1=95.510 53.8/320 =113406Nm 2) 載荷系數(shù)k 由原動機為電動機,工作機為帶式輸送機,載荷平穩(wěn),齒輪在兩軸承間對稱布置。試選K=1.2 3)由表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.9 d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 =2.32[(1.2113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9591.6 ) 2 ] 1/3 =58.18mm (3) 確定齒輪傳動主要參數(shù)及幾何尺寸 中心距a=(1+u)d1/2=(1+4.19) 58.18/2 =150.98mm 取a=150mm 由經(jīng)驗公式m=(0.007~0.02)a=1.2~3. 取標準m=2.5 取β=15 Z1 =d1cosβ/m=(58.18cos15)/2.5=22.18 取Z1=25則Z2=u Z1=4.1925=104.8 取Z2=105 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2.5/2(25+105) cos15=165 a=165 符合要求 實際傳動比u0= Z2/Z1=105/25=4.2 傳動比誤差 (u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19100%=0.2%<5%(允許) 螺旋角β=arccos m(Z1+Z2/2a =arccos 2.5(2105)/(2165)=12..753 在8~15內(nèi),合適 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑:d1=mZ1 /cosβ=2.525 / cos12.753 =63.7mm d2= m Z2 / cosβ=2.5105/cos12.753=267.9mm 齒頂高 ha=h*am=12.5=2.5mm 齒根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2.5=3.125mm 齒全高 h= ha+ hf=5.625mm 齒頂圓直徑da1=d1+2ha =63.7+22.5=68.7mm da2=d2+2ha =267.9+22.5=272.9mm 齒根圓直徑df1=d1-2hf =63.73.125=57.45mm df2=d2-2hf =261.65mm 齒寬:b=φdd1=1.163.7mm=70.07mm 取b1=70mm b2= b1-(5~10)mm=65mm (4)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/601000=3.1463.7320/601000=1.067m/s (5)精確計算載荷 KT1=KAKf aKfβKVT1 K=KAK faKfβKV 查表10-2,KA=1; 查圖 10-8 KV=1.05 查表10-13 Kf a=1.3 查表10-4 φd=1.1,得Kfβ=1.32 K=KAK faKfβKV=11.051.31.32=1.80 KT1=KAKf aKfβKVT1=1.80113.41=204.34Nm KFtI=2KT1/d1=2204.34103/63.7=6.42KN (6)驗算輪齒接觸疲勞承載能力 σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2 =2.4189.9 [2.69103/6756(4.764+1/4.764) σH] 1/2 =400.3MPa<[σH]=537.8MPa (7)驗算輪齒彎曲疲勞承載能力 查圖6-20 Yβ=0.9 ZV1=Z1/ cos3β=22/ cos3 11.1863=23.31 ZV2=Z2/ cos3β=104/ cos3 11.1863=110.17 根據(jù)課本表7-10得,:YF1= 4.28 YF2=3.93 σF1=KFt YF1 Yβ/ bm =2.691034.280.9/672.5 =61.86MPa<[σF1]1 σF2= KFt YF2 Yβ/ bm =2.691033.390.9/672.5 =56.8<[σF2] 齒根彎曲強度足夠 六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算 1.選擇軸的材料確定許用應(yīng)力 由于設(shè)計的是一級減速器的輸入軸,旋轉(zhuǎn)方向假設(shè)左旋,屬于一般軸的設(shè)計問題,選用45鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度217~255HBW [σ1]=60Mpa 2、 估算軸的基本直徑 根據(jù)表15-3,取C=105 主動軸:d≥C(PI/nI) 1/3=105(3.8/320) 1/3=23.96 考慮有鍵槽,將直徑增5%.則 d1=23.96(1+5%)mm=25.15mm 取d1 =26mm 從動軸:d≥C(PII/nII) 1/3=105(3.65/76.37) 1/3 =38.10考慮有鍵槽,將直徑增大5% 則 d2=38.10(1+5%)mm=40.10mm 取d2=42mm 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)軸上零件的定位,固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,主動軸采用齒輪軸. (2)確定軸各段直徑和長度 初選用7207C角接觸球軸承,其內(nèi)徑為35m,寬度為17mm要安裝擋油盤所以取 d1=35m L1=26mm。由于該處是齒輪軸處齒輪的長度為L=65mm, 所以d2= d3 =40mm L3= L4=16mm 安裝軸承和擋油盤所以取d4=35m L4=26mm d5=30mm L5=55mm 由前面計算得d6=26mm取L6=31mm (3)按彎矩復(fù)合強度計算 1)主動軸的強度校核 圓周力Ft=2T1/d1=2113406/63.7=3560.63N 徑向力Fr= Fttanα/cosβ =3560.63tan20/cos12.753 =1180.53N 軸向力Fa=Fttanβ=3560.63tan12.7530=721.93N 2)計算軸承支反力圖1(2) 1(4) 水平面 RAH=(FQ82+Fad1/2-Fr67.5)/(67.5+67.5) =(1324.9682+721.9363.7/2-1180.5367.5)/135 =555.17N RBH=FQ+Fr+FAN =1324.96+1180.53+288.61+ =2505.49N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N (1) 繪制水平面彎矩圖(如圖1(3))和垂直面彎矩圖(如圖1(5)) 小齒輪中間斷面左側(cè)水平彎矩為 MCHL=RAH67.5=3.7473104Nmm 小齒輪中間斷面右側(cè)水平彎矩為 MCHR= RAH67.5-Fad1/2 =555.1767.5-721.9331.85= 1.448104Nmm 右軸頸中間斷面處水平彎矩為 MBH=FQ82=1324.9682=1.0864105Nmm 小齒輪中間斷面處的垂直彎矩為 MCV=RAV67.5=800.5467.5 =3.9845104Nmm (2) 按下式合成彎矩圖(如圖1(6)) M=( MH 2+ MV 2) 1/2 小齒輪中間斷面左側(cè)彎矩為 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =[(3.7473104) 2 + (3.9845104)2]1/2 =5.4698104 Nmm 小齒輪中間斷面右側(cè)彎矩為 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =[(1.448104) 2 + (3.985104)2]1/2 =4.239104 Nmm (3)畫出軸的轉(zhuǎn)矩T圖 1(7) T=113406Nmm (4) 按下式求當量彎矩并畫當量彎矩圖1(8) Me= ( MH2+(aT 2)) 1/2 這里 ,?。?0.6, aT=0.6113406=6.8043104 Nmm 由圖1(1)可知,在小齒輪中間斷面右側(cè)和右側(cè)軸弱中間斷面處的最大當量彎矩分別為 MC=(MCR2+(aT 2)) 1/2=[(6.8043104) 2 + (4.2394104)2]1/2=8.107104 Nmm MB=(MBH2+(aT 2)) 1/2=[(1.086467105) 2 + (6.80436104)2]1/2=7.656104 Nmm (5)校核軸的強度 取B和C兩截面作為危險截面B截面處的強度條件: σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195105/0.1353 =29.90<[σ-1] C截面處的強度條件: σ=MC/W=MC/0.1d3 =1.281953105/0.157.453 =6.76Mpa<[σ-1] 結(jié)論:按彎扭合成強度校核小齒輪軸的強度足夠安全 RAV RAH A Ft Fa Fr C RBV RBH B FQ T 1(1) RAH Fr Fa RBH FQ 1(2) 3.7473104 1.448104 1.08646104 1(3) 3.9845104 1(5) RAV Ft RBV 1(4) 5.4698104 3.9845104 1.08646105 1(6) 113406 6.8043104 T aT 1(7) 5.4698104 8.0170104 1.28195105 6.8043104 1(8) 從動軸的設(shè)計計算 1選擇軸的材料,確定許用應(yīng)力 由于設(shè)計的是單級減速器的輸出軸,屬于一般軸的設(shè)計問題,選用45#調(diào)質(zhì)鋼,硬度217~255HBS, [σ-1]=60Mpa 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)軸的零件定位,固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,齒輪左面由軸肩定位,右面用套筒軸向固定,靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定。 (2)確定軸的各段直徑和長度 初選用7210C型角接觸球軸承,其內(nèi)徑為50mm,寬度為20mm。 d1=50mm由于要安裝擋油盤所以取 L1=39mm。 d2= 66mm L2=8mm 安裝齒輪的所以d3=58mm,L3=64mm 安裝軸承和擋油盤所以取d4=48mm L4=50mm d5=44mm L5=54mm 由前面計算得d6=42mm。取L6=50mm (3)從動軸的強度校核 ①圓周力Ft: Ft=2T2/ d2=2456429/267.9=3407.5N ②徑向力Fr: Fr= Fttanα/cosβ =3407.5tan200/cos12.753 =1271.6N ③軸向力Fa: Fa=Fttanβ =3407.5tan12.7530=691.9N (4)計算軸承支反力 水平面: RAH=(Fad2/2-Fr67.5)/(67.5+67.5) =( 721.9267.9/2-1271.667.5)/135 =807.5N RBH=Fr+FAN =1271.6+807.5 =2079.1N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N (3)畫出水平彎矩MH圖2(3)垂直彎矩MV圖2(5) 大齒輪中間斷面左側(cè)水平彎矩 MCHL=RAH67.5=54506Nmm 大齒輪中間斷面右側(cè)水平彎矩為 MCHR=RAH67.5-Fad2/2 =807.5-691.9267.9/2 =-3.967104Nmm 大齒輪中間斷面處的垂直彎矩為 MCV=RAV67.5 =4.292104Nmm (4)計算合成彎矩 M=(MH2+MV22)1/2 大齒輪中間斷面左側(cè)彎矩為 MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2 =4.380104 Nmm 大齒輪中間斷面右側(cè)彎矩為 MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2 =5.744104 Nmm (5)畫出軸的軸轉(zhuǎn)矩T圖2(7) T=4.56429105Nmm (6)按下式求當量彎矩并畫當量彎矩圖2(8) Me= ( MH2+(aT 2)) 1/2 這里 ,?。?0.6, aT=2.73857105Nmm 由圖2(1)可知,在大齒輪中間斷面左側(cè)處的最大當量彎矩分別為 MC=(MCR2+(aT 2)) 1/2=[(57440) 2 + (2.73857105)2]1/2 =2.79816105 Nmm (7)校核軸的強度去C截面作為危險截面 C截面處的強度條件: σ=MC/W=MC/0.1d3 =2.79826105/0.1583 =14.34Mpa<[σ-1] 結(jié)論:按彎扭合成強度校核大齒輪軸的強度足夠安全 RAV RAH Ft Fa Fr RBV T A C B 2(1) RAV Fr Fa r 2(2) 54506 3.8174104 2(3) RAV Ft RBV 2(4) 4.292104 2(5) 4.380104 5.744104 2(6) 4.56429105 2.73857105 T aT 2(7) 4.380104 2.79816105 2.73857105 2(8) 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命5年,要求一天工作16小時,一年工作日為300天,得 163005=24000小時 1、由上面的設(shè)計,初選軸承的內(nèi)徑 小齒輪軸的軸承內(nèi)徑d1=35mm 大齒輪軸的軸承內(nèi)徑d2=50mm 由于軸承要承受徑向和軸向的載荷,故選擇角接觸球軸承,查手冊: 小齒輪軸上的軸承選擇型號為7207AC 大齒輪軸上的軸承選擇型號為7210AC 7207AC型號的軸承的主要參數(shù): d=35mm?。茫颍?2.5KN Cor=16.5KN D=72mm B=17mm 7210AC型號軸承的主要參數(shù): d=50mm?。茫颍?2.8KN Cor=26.8KN D=90mm B=20mm 2小齒輪軸的軸承 (1)計算軸承的軸向載荷和徑向載荷 小齒輪軸的軸向力Fa1=721.93N A端軸承所受的徑向力 FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(555.17) 2+(590.27) 2] 1/2 =810.33N B端軸承所受的徑向力 FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2505.49) 2+(590.27) 2] 1/2 =2574.08N 兩軸承的派生軸向力查表得: FS=0.68FR 則FSA=0.68FRA=551.02N 則FSB=0.68FRB =1750.37N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右 有FSA + Fa1=551.02+721.93=1272.95N- 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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