单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计参数F=4000 0.9 380200
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任务书设计题目:单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计原始数据: F=4000NF:输送带拉力; V=0.9m/sV:输送带速度; D=380mm D:滚筒直径。设计工作量: 设计说明书一份 二张主要零件图(CAD) 零号装配图一张工作要求:使用年限8年,工作为24小时工作制,传动工作年限8年,载荷平稳,环境清洁,运输带速度允许误为5%。前言分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求,同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现,这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较,从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案,除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外,还应熟悉各种传动机构的特点,以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低,在传递相同扭矩时,结构尺寸较其他形式大,但传动平稳,能缓冲吸振,宜布置在传动系统的高速级,以降低传递的转矩,减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时,采用链传动。众所周知,链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成,而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以,如果要设计链式输送机的传动装置,必须先合理选择它各组成部分,下面我们将一一进行选择。 目录前言1一、传动方案拟定3二、电动机的选择3三、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41、皮带轮传动的设计计算42、齿轮传动的设计计算及校核5六、轴的设计计算及校核101、输入轴的设计计算及校核102、输出轴的设计计算及校核13七、滚动轴承的选择及校核计算15八、键联接的选择及计算校核17设计小结19参考资料19一、传动方案拟定(1)工作条件:使用年限8年,工作为24小时工作制,传动工作年限8年,载荷平稳,环境清洁,运输带速度允许误为5%。(2)原始数据:运输带曳引力F=4000N 带速V=0.9/s 滚筒直径D=380mm;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:总=联2滚齿搅带=0.980.9620.960.950.92=0.75(2)电机所需的工作功率:Pd=Fw/总=3.6/0.75=4.8KW 查表 取Pd=5.5kw3、确定电动机转速:查表得960转4、确定电动机型号 根据选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M2-6其主要性能:额定功率:5.5KW,满载转速960r/min.三、计算总传动比及分配各级的传动比传送带转速:nI =400060V/D=118.47 r/min1、总传动比:初选取 齿=/=2.67四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nm=n电机=960r/minnI=nm/i带=960/3=316.67(r/min)nII=nI/i齿=316.67/2.67=118.60(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)Pd =5.5 kwPI=Pd带=5.36 kwPII=PI齿滚=5.24 kw3、 计算各轴扭矩(Nmm)Td=9.55106Pd/nm=9.551065.46/950=24.729NmTI= Td i带带=24.72930.96=71.219NmTII= TI i齿滚齿=71.2192.670.980.97=180.761Nm4、速度偏差实际带速:速度偏差1200(适用)(5)确定带的根数根据课本P98表(17-3)P1=0.97KW根据课本P101表(17-7)P1=0.11KW根据课本P102表(17-8)K=0.96根据课本P102表(17-9)KL=1.01由课本P101式(17-23)得Z PC/(P1+P1)KKL=2.952/(0.97+0.11) 0.961.01=2.819根(6)初拉力由课本P103表17-1查得 q=0.2kg/m由式(17-24),计算V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/K-1)+qV2=5002.952/(4.9723)(2.5/0.96-1)+0.114.9722N=161.515N则作用在轴承的载荷FQ,由课本P104式(17-25)FQ=2ZF0sin1/2=23162sin160/2=949.708N2、齿轮传动的设计计算及校核(1)选择齿轮材料, 确定许用弯曲应力F齿轮采用硬齿面。小齿轮选用40Cr表面流传火,齿面硬度为4855HBS。大齿轮选用45钢表面粹火,齿面硬度4050HBS;平均取齿面硬度为50HRC总工作时间th由已知得 th=824365=70080由课本P141式18-17,表18-10,计算弯曲循环次数Nf1=60n1rth=60316.67170080=1.33109Nf2=Nf1/i=1.33109/2.67=4.98108由图18-25,取寿命系数 YN1 =YN2=1(2)弯曲疲劳极限Hlim,由图18-8a知 Hlim1=Hlim2=350MPa(3)尺寸系数率,估计模数mn5mm,由图18-26取 Yx=1(4)安全因数SF,参照表18-11取,SF=1.5(5)计算许用弯曲应力F由式18-12,这里显然F1= F2 F=2Hlim1Yx YN1/SF=235011/1.5MPa=467MPa(6)许用接触应力HH= HlimZN/SH由课本P131图18-4a查得:Hlim1=1140Mpa Hlim2=1140Mpa由课本P141式18-17,表18-10计算应力循环次数NN1=Nv1=NF1=1.33109N2=Nv2=NF2=4.98108由课本P142图18-21查得接触疲劳的寿命系数:ZN1=0.9 ZN2=0.93选取安全系数,由表18-11,取SH=1.0H1=Hlim1ZN1/SH=11400.9/1.0Mpa=1026MpaH2=Hlim2ZN2/SH=11400.93/1.0Mpa=1060.2Mpa 小齿轮转矩T1,大齿轮转矩T2由上表知 T1 =7.12104 Nmm T2=1.81104 Nmm(7)选择齿数,齿宽系数和精度等级 初选齿数,小齿轮z1=20 则大齿轮z2=z1i齿=202.67=54 选择齿宽系系数,精度等级,由P142表18-12,取d=0.5 初估小齿轮直径d1估=50mm b=b1估=dd1估=25mm 齿轮圆周速度 V估=d1估n1/601000=0.829m/s 由课本P124,表18-3知,选取9级精度(8)重合度计算 初选=15 由式18-29 ,8-5得 端面重合度 a=1.88-3.2(1/z1+1/ z2)cos =1.604 纵向重合度 =d z1/ tg=0.85总重合度 r=a+=2.454(9)齿根抗弯曲疲劳强度齿形系数YFa1,YFa2 查图18-23,取,应力修正系数 由图18-24,取重合度系数端面压力角 基圆螺旋由式子18-33,当量齿轮端面重合度 由P152,式18-32可得重合度系数 螺旋角系数由P152,图18-28,取(10) 确定载荷系数由P136,表18-7,取 由P137,图18-14,取由P137,图18-16取齿间载荷分配系数 由齿轮切向力 查表18-8取齿间系数计算由式18-8,18-9 由齿根抗弯曲疲劳强度得模数 由式18-31知 取标准值模数(11) 确定主要参数中心距,初算中心距 圆整取中心距螺旋角满足几何条件的螺旋角 与初选相差不大,则螺旋角实际齿数比 验算传动比误差 满足要求计算分度圆直径 mm 与初选值本差不大 齿轮宽度 取大齿轮齿 小齿轮齿宽齿顶高系数:齿底高系数:小齿 齿顶圆直径: 齿底圆直径:大齿 齿顶圆直径: 齿底圆直径:(12) 齿面接触疲劳强度验算 弹性系数查表18-9, 节点区域系数查图18-20, 重合度系数由式18-28 螺旋角系数 由式18-27 校核齿面接触疲劳强度由式18-26得 齿面接触强度足够(13)主要参数v带型号A型v带Z120皮带根数3根Z254带轮中心距576齿轮中心距96大带轮直径300d152小带轮直径100d2140模数2.5螺旋角15.52度六、轴的设计计算1、输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217255HBS根据课本P191(20-3)式,并查表20-3,取考虑有键槽,将直径增大5%,则 取标准值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(参考书) 取 轴段为轴颈,其直径应符合轴承内径标准,且因轴段,间的轴肩是为便于安拆设计的,故不宜比大太多, 初选 用6007型深沟球轴承,其内径为宽度为14mm. 轴段形成的轴肩为滚动轴承的定位轴肩,轴肩高度应根据轴承型号安轴承标准规定的尺寸确定。轴段是为齿轮拆装方便不宜过大区标准值 轴段为周环,应按定位轴肩,考虑轴肩高度hh=0.07d6+(12)=4 则d5=d6+2h=46mm(3)确定各轴段长度(参考书) 轴段的长度取决于代轮轮毂的宽度。由表26-1通用尺寸知。 L=(1.52)d1=37.550 L1取38mm L2有给定的位置尺寸确定 L2=40mm L3与轴承宽度B决定 L3=14mm L5可按轴环的经验尺寸确定 L51.4h=4.9 取6 L4=(15-7)=8 L6与齿轮长度略小 L6=28mm 轴段的长度可由为支尺寸及轴承宽确定 L7=(2+15+14)=31mm轴承的总长度L总=38+40+14+8+6+28+31=165mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=56mm(4)按弯矩复合强度计算求转矩:已知T=7.219Nmm求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=N轴承反力水平平面受力 轴承反力 做出垂直平面弯矩与水平平面弯矩垂直面弯矩:=100.2N.M水平平面弯矩:=37.2N.M合成弯矩图 绘制弯矩图T=77.4N.M做出当量弯矩图确定危险截面b=250Mpa用插值法由表20-4查得-1b=75Mpa由已知条件轴转矩可按脉动循环考虑已知材料40cr调质 根据20-1查的 =0.6截面左侧Me=MC2+(T)21/2=4.6N.mm截面右侧Me=MC2+(T)21/2=4.6N.mm校核轴颈=18.36mm50.98mm满足使用条件2、输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217255HBS)根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=110dc(P3/n3)1/3=110(2.24/118.6)1/3=29.29mm考虑有键槽,将直径增大5%,则取d1=32mm 取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d2=d1+2h=32+7=39mmd3不宜比d2大太多取40mmd4=48mmd7=d3=40mm初选用6008型深沟球轴承承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为15mm,则该段长32mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。d6取标准值52mm h取5d5=d6+2h=52+10=62mm L=(1.52)d1=(1.52)32=(4864) L1取48mm L2取42mm L3有轴承宽度相同b=15 L3=15mm L51.4h=1.46=8.4 L5取10mm L4=15-7=8mm L6=24mm L7=(2+15+15)=32mm L总=48+42+15+8+10+24+32=179mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=72mm(3)按弯矩复合强度计算(同上轴)求转矩:已知T=18.761Nmm求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=N轴承反力水平平面受力 轴承反力 做出垂直平面弯矩与水平平面弯矩垂直面弯矩:=100.2N.M水平平面弯矩:=37.2N.M合成弯矩图 绘制弯矩图T=77.4N.M做出当量弯矩图确定危险截面b=250Mpa用插值法由表20-4查得-1b=75Mpa由已知条件轴转矩可按脉动循环考虑已知材料40cr调质 根据20-1查的 =0.6截面左侧Me=MC2+(T)21/2=4.6N.mm截面右侧Me=MC2+(T)21/2=4.6N.mm校核轴颈=18.36mm50.98mm满足使用条件七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承(1)已知n=458.2r/min两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承6007型根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(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=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选6008型角接触球轴承根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11-8)得:e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、轴径d1=25mm,L1=38mm查手册得,选用C型平键,得:键A 87 GB1096-79 l=L1-b=38-8=30mmT2=24.729Nm h=7mm根据课本P243(10-5)式得p=4T2/dhl=424729/25738=14.87MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d6=38mm L6=28mm T=71.219Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L6-b=28-10=18mm h=8mmp=4T/dhl=471219/38818=52.06Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d6=60mm L6=24mm T=118.6Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L6-b=24-16=8mm h=10mm据课本P243式(10-5)得p=4T/dhl=411860/601024=3.29Mpap4、轴径d1=32mm,L1=48mm查手册得,选用C型平键,得:键A 108 GB1096-79 与联轴器相接F=4000NV=0.9/sD=380mm总=0.75Pd=5.5kw电动机型号为YZR132n2-6nI=316.67(r/minnII=118.60(r/min)Pd=2.46kwP1=2.36 kwPII=2.24 kwTd=24.729NmTI= 71.219NmTII=180.761NmA型V带PC=5.952 kwd电=100mmd 1=300mmV=4.972m/s280mma0800mm取a0=500 mmLd=1800mm取a=576 mm1=1600取z=3根取F0=162 NFQ =949.708 N齿面硬度平均取50HRCth=70080Nf1=1.33109Nf2=4.98108Hlim1=Hlim2=350MPaYx=1SF=1.5F= 467MPaHlim1=Hlim2=1140MpaNv1=1.33109Nv2=4.98108ZN1=0.9 ZN2=0.93SH=1.0H1=1062MpaH2=1062.2MpaT1 =7.12104 Nmm T2=1.81104 Nmmz1=20z2=54d=0.5d1估=50mmb=b1估=25mmV估=0.829m/s9级精度a =1.604b=0.85r=2.454 2.53.1255745.75145133.75轴承6007=41mm=33mmd5=46mmL1=38L2=40mmL3=14mmL5=6mmL4=8mmL6=28mmL7=31mmL总=165mmL=56mmFt =5775.2N=2887.6N2258.6NFAY =11293N=100.2N.M=37.2N.MMe=4.6NmMe=4.6Nmd=18.36mmc=110d1=32mmd2=39mmd3=40mmd4=48mmd7=40mmd6=52mmh=5mmd5=62mmL1=48mmL2=42mmL3=15mmL5=10mmL4=8mmL6=24mmL7=32mmL总=179mmL=72mmFt =11725NFr=4098NFAX=FBY =11293N=100.2N.M =37.2N.MMe =46mmMe=4.6N.mm轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格A型平键87p=14.87MpaA型平键108p=52.06MpaA型平键1610p =3.29MpaA型平键108九、设计小结在XXX老师的耐心指导下,以及各位同学的讨论中,经过两周多时间的设计,本课题单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计。其说明书的编写终于完成。本设计虽然较简单,但通过这一设计实践,我感到自己在这方面仍存在许多不足之处,对于我的本次设计,我觉得设计计算部分非常认真,该方案结构简单,易于加工,装配。且经济实用,可适用于精度要求不高的场所。同时也存在有一些尺寸设计方面的误差,对材料的选择也并非完全合理。希望指导老师能批正。通过此设计,使我加深了对机械设计基础及有关课程和知识,提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后学习本专业打下了 必须的基础,并提高了运用设计资料,及国家标准的能力。十、参考文献1孙桓、陈作模主编.机械原理.高等教育出版社出版.2000.82 席伟光、杨光、李波主编.机械设计基础课程设计. 高等教育出版社出版.2002.93吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社出版.1998.124吴宗泽主编.机械设计.高等教育出版社出版.2003.20
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