V带——单级圆柱减速器【1300-1.4-250】
1机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 .2二、原始数据.2三、确定电动机的型号. .2四、确定传动装置得总传动比及分配 .3五、传动零件设计计算. .41、V 带. .42、齿轮.63、减速箱箱体. 114、轴及滚动轴承设计计算 12六、键联接得选择和强度校核. .16七、滚动轴承设计选择和计算. . .17八、减速器密封和润滑的设计. . 18九、联轴器的设计计算. 218设计题目:V 带单级圆柱减速器设计者: 学 号:指导教师: 2016 年 1 月 6 日带式运输机一级齿轮减速器设计一、带式运输机传动图如下:3二、原始数据1输送带工作拉力:F=1300N ; 2输送带工作速度:V=1.4m/s ; 3滚筒直径:D=250mm ;6运输机连续工作,使用寿命 10 年,每年 365 天,两班制,传动不逆转,载荷平稳,输送带速度允许误差为+_5%。三、确定电动机的型号(1) 选择电动机类型: 选用 Y 系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率: P=FV/1000=13001.4/1000=1.82KW传动装置的总效率: 213456, , , , , 分别是:V 带传动,齿轮传动(闭式,精度等123456级为 7) ,滚动轴承(圆锥滚子轴承一对) ,联轴器(弹性联轴器) ,滚筒轴承效率,运输带的效率。查课程设计表 2-3,取: 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8所以: 2电动机所需功率:Pd=KPw/=1 1.82/0.905=2.015kW 式中,取载荷系数 1K(3)选择电动机的转速滚筒的转速: n 筒 =601000V/D=60 10001.40/250r/min=106.9r/min电动机的合理同步转速: 取 V 带传动比范围(表 2-2) 24;单级齿轮减速1i器传动比 36.则总传动比合理时范围为=523。故电动机转速的可选范围2i为 n=( 523)106.9r/min=534.52448.7r/min符合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传动比方案:如指导书 P15 页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选 n=1500r/min 确定电动机型号:根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为 Y132S-4。查表 16-1 得 电动机得型号和主要数据如下(同步转速符合)电动机型号 额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速 nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、确定传动装置总传动比及分配传动装置总传动比 : i =nm/n=20.61分配各级传动比初取齿轮 i=3.9带 i总 齿 带 /2.61/5.总齿 带(1)计算各轴的输入功率电动机轴: P=Pd=2kW轴(减速器高速轴 IP=20.96=184KWA轴(减速器低速轴) I .908=1.73A(2) 计算各轴得转速电动机轴 nI =nm=1440 r/min轴 I=i1403.9=6.2r/min带轴 In/51齿 轮(3)计算各轴得转矩电动机轴 29506.53140ddmPTNmn轴 11.89.3轴 22.7 95056.42PTNmn上述数据制表如下:参数轴名输入功率( )kW转速( /inr)输入转矩( )传动比i效率 电动机轴 2 1440 26.53 3.9 0.96轴(减速器高速轴)1.84 369 99.385.9 0.995轴(减速器低速轴)1.73 63 565.42五、传动零件得设计计算1. 普通 V 带传动得设计计算 确定计算功率 CP则: ,式中工作情况系数取 1.21.2.4aAdKkWAK 根据计算功率 与小带轮的转速 ,查机械设计基础图 10-10,选C1n择 A 型 V 带。 确定带轮的基准直径 12,d取小带轮直径 ,大带轮的直径10dm213.90dim根据国标:GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 2 4d 验证带速 ,在13.407.56/6061dnv s之间。故带的速度合适。5/2/s确定 V 带的基准直径和传动中心距 0a初选传动中心距范围为: ,取1212dd04amV 带的基准长度: 0 22110 124056.544dddLaa查机械设计基础表 10-2,选取带的基准直径长度 0dLm实际中心距: 0041.2579.32dLa 验算主动轮的最小包角 1814.9da故主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数 z由 , ,0CaLPzK140/minr10d查机械设计基础表 10-5,得 ,由 ,查表 10-6,得0.32P.9i,0.17P查表 10-7,得 ,查表 10-2,得0.8.LK6, 取 根。4.83.71.32070.9z4z 计算 V 带的合适初拉力 F查机械设计基础表 10-1,取205.1CaPFqvzvK 0.1/qkgm得 204.850.1754.187N 计算作用在轴上的载荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz 带轮的结构设计(单位)mm带轮尺寸小带轮 大带轮槽型 A A基准宽度 db11 11基准线上槽深 minah2.75 2.75基准线下槽深 if 8.7 8.7槽间距 e15 0.315 0.3槽边距 minf 9 9轮缘厚 i6 6外径 ad1205.adah2405.adah内径 s 30 30带轮宽度 3B3263Bfe3263Bfe带轮结构 实心式 轮辐式V 带轮采用铸铁 HT150 或 HT200 制造,其允许的最大圆周速度为 25m/s.2.齿轮传动设计计算(1)择齿轮类型,材料,精度,及参数7 选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合) 选择齿轮材料;小齿轮材料都取为 45 号钢,调质, (考虑到1230HBS齿轮使用寿命较长 (GB699-1988);大齿轮材料取为: ZG310-570,调质,240HBS选取齿轮为 7 级的精度(GB 100951998) 初选螺旋角 14 选小齿轮的齿数 ;大齿轮的齿数z2175.90z(2)按齿面接触疲劳强度设计 2t131t2udkTHEd1 选初选载荷系数 Kt=1.6 2 计算小齿轮传递的转矩 554119.9.3.849.N6010mpn3 选取齿宽系数 d=4 有表 106 查得材料的弹性影响系数 ,由图 1030 选取区12E=89.MpaZ域系数 。H2.43Z5 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 :大齿轮的接触Hlim160 Pa疲劳强度极限 Hlim=50 MPa6 计算应力循环次数 91hj639128301)=.627NnL(82.0597 接触疲劳寿命系数 12.9;0.95HNHNK8 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1.则 11540HNLimMPaSK225.HNLimMPaS812531.HMPa9 计算小齿轮分度圆直径查表的 120.78,.65=55.43mm2t31t2u1dkThedz10 计算圆周速度 1.45.3691./600dnv ms11 计算齿宽 b 及模数 nt15.43.td1coscos3.167tnt mmZ2.5.36.nth4807.1b12 计算重合度 10.3tan.317tan41.38bdz13 计算载荷系数 k已知使用系数 ,根据 v=1.1m/s,7 级精度,查得动载系数AK=1.07; =1.42, =1.32, 。VHF1.2HFK1.0421.8AV14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 331 .85.45.216tTKmd15 计算模数 n91cos58.2cos143.7n mdmz(3)按齿根弯曲强度设计2132FaSndKCOTYZ1 确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大齿轮的弯曲疲劳150FEMPa强度极限 ;弯曲疲劳寿命系数2380FEMPa12.8,0.8FNFNK2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,110.85289.4FNEaPaSK22.3.61FEM3 计算载荷系数 .072.19AVHFYK4 根据纵向重合度 =1.348,查得螺旋角影响系数b0.8Y5 计算当量齿数 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ 6 查取齿形系数 12.7,.FaFaY7 查取应力校正系数12.536,1.9SaSa8 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY12.871.5360.29FaSY102.18.7920.1633FaSY大齿轮的数值大9 设计计算: 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm对比计算结果,由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿根nm弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 =2.5,以满足弯曲强度。但为了同时满足n接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =58.28 来计算应有的齿1d数。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm取 ,则 ,取1 =2321.935.7iZ齿 2 =136Z(4)几何尺寸计算1 计算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za圆整后后中心距为 205mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角12nz+23+6.5=arcos=arcos=1408“ ( )因 改变不多,故参数 、 、 等不必修正。kHZ3 计算大、小齿轮的分度圆直径1nzm23.5d=m=9.3cos4108“2n6.0.4 计算齿轮宽度mmd1b=59.3圆整后取 21B60m=5,11 齿轮传动的几何尺寸,制表如下:(详细见零件图)结果名称 代号计算公式小齿轮 大齿轮中心距 a12cosnzm205mm传动比 i2 5.9法面模数 n设计和校核得出 2.5端面模数 tm cosnt2.58法面压力角 n略 20螺旋角 一般为 820 148“全齿高 h afh4.5mm齿数 Z 略 23 136分度圆直径 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齿顶圆直径 a略 63.3mm 354.9mm齿根圆直径 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齿轮宽 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计:查机械设计课程设计手册表 11-1 及结果列于下表:名称 符号 尺寸大小 结果(mm)机座壁厚 一级 0.2518a二级 38机盖壁厚 1一级 二级 .8机座凸圆厚度 b 12机盖凸圆厚度 1 1512机座底凸圆厚度 2 2. 20地脚螺钉直径 fd0.036a+12 2012地脚螺钉数目 n25046an时 , 时 ,时 , 84轴承旁联接螺栓直径 1d.7fd15机盖与机座联接螺栓直径2(05)f 10联接螺栓 的间距2dl150200 150轴承端盖螺钉直径 3 (.4)fd10窥视孔盖螺钉直径 4d 03f 8定位销直径 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距离1C略至凸缘边缘距f、离2略轴承旁凸台半径 1R 2C凸台高度 h 略外箱壁至轴承座端面距离l12(50)铸造过度尺寸 xy、 略大齿轮顶圆与内箱壁间距1.10齿轮端面与内箱壁距离2 10箱盖、箱座肋厚 1m、 110.85;.m6.8,6.8轴承端盖外径 2D3(.d轴 承 外 径 )( )轴承旁联接螺栓距离 s2sD一 般 取4、轴的设计计算1、输入轴的设计求作用在齿轮上的力: P3.84T=9509509382n6Nm因已知小齿轮的分度圆直径为: 1d=5而 t12382Fd.13rtantan20F=35158coscos14“Nat t8=7(1)按扭转强度估算轴的最小直径选用 45 号钢调质,硬度 217255HBS 轴的输入功率为 ,转3.84IPKW速为 r/min369IN取 A=112,于是得: 330.84d122.5IPAm(2)确定轴各段直径和长度1 从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加 5%,取 D1=30mm,又带轮的宽度 。则(1)2(41)52963BZef m第一段长度取 165L2 右起第二段直径取 D2=38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度 L2=70mm3 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用 6208 型轴承,其尺寸为 dDB=408018,那么该段的直径为 D3=40mm,长度为 L3=18mm4 右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取 D4=48mm,长度取 L4= 10mm5 右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径为 63.3mm,分度圆直径为 59.3mm,齿轮的宽度为 65mm,则,此段的直径为D5= 44mm,长度为 L5=63mm6 右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取 D6=48mm 长度取 L6= 10mm7 右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为 D7=40mm,长度L7=18mm (3)求齿轮上作用力的大小、方向141 小齿轮分度圆直径:d1=59.3mm2 作用在齿轮上的转矩为:T1 =99382Nmm3 求圆周力:Ftt1T9382F=5d5.N4 求径向力 Frrtantan01258coscos14“N(4)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力: /235/167ABtRF垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 /215869ABrN(5)画弯矩图第四段剖面 C 处的弯矩:面的弯矩: 72/103.912cAMmN面的弯矩: 12 8Rm弯矩:22121()3.98.0.CC(7)画转矩图: T= Ftd1/2=99.39Nm(8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩:22222()10.9(.306)1eCMTNm(9)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面 C 为危险截面。已知 由设计基础表 13-1 有:26eNm-1 =60Mpa 则: 22343/(0.1)10.891eCeCMWDMPa2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面: 25.6TNm( )31/(0)59.631.2.91e Pa所以确定的尺寸是安全的.2、 输出轴的设计计算15(1)按扭转强度估算轴的直径选用 45 号钢调质,硬度 217255HBS轴的输入功率为 =3.73Kw,转速为 =63 r/minIPIN据设计基础P205 (13-2)式,并查表 13-2,取 01Ad 330.7142.86IAmN(2)确定轴各段直径和长度1 从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取 45mm,根据计算转矩,查标准 GB/T 50142003,2CaA3.7T=K.950N=5.047m6选用 LX3 型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为 L=84mm,轴段长 L1=82mm2 右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取 52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm,故取该段长为 L2=74mm3 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用 6211 型轴承,其尺寸为 dDB=5510021,那么该段的直径为 55mm,长度为 L3=364 右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加 5%,大齿轮的分度圆直径为 350.9mm,则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为b=60mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为 L4=58mm5 右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为D5= 66mm ,长度为 L5=10mm6 右起第六段,考虑定位轴肩,取轴肩直径为 D6=61mm,长度为 L6=5mm.7 右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为 D7=55mm,长度L7=21mm(3)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径: =350.9mm2d2 作用在齿轮上的转矩为: T2 =5.65105Nmm3 求圆周力:FtFt=2T2/d2=25.65105/350.9=3220.29N164 求径向力 FrFr=Fttan=3220.29 N=813.66Ntan1408“(4)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力: /230.9/160.5ABtRFN垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 /2813.648ABrRFN(5)画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩:水平面的弯矩: 2/09.3AMm垂直面的弯矩: 1/125.RN合成弯矩: 22810.97CC Nm(6)画转矩图: T= Ftd2/21000=565 Nm(7)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩:22222()10.97(.65)354.29eMTNm(8)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面 C 为危险截面。已知 ,由设计基础表 13-1 有:2354.9eNm-1 =60Mpa 则: 2234/(0.1).16.1eCeCMWDMPa2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:20.539DTNm( ) 13/()391.47.21e Pa所以确定的尺寸是安全的 。六、键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 d1=30mm,L1=65mm,查手册得选用 C 型平键,得:A 键 87 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm, =26.53Nm ,h=7mm。根据 p dT=4 T/(dhL)式得17 p =4 T/(dhL)=426.531000/(307 57)=8.87Mpa R (110Mpa)2输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接轴径 d2=44mm L2=63mm =99.38Nm,查手册 P53 选 A 型平键,得 B 键 128 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm,h=8mm。 p =4 /( dhl)1T=499.381000/(448 51)= 22.143Mpa p (110Mpa)3输出轴与齿轮 2 联接用平键联接,轴径d3=60mm,L 3=58mm, =565.42Nm。查手册 P53 选用 A 型平键,得 B 键IT1811 GB1096-79 ,L=L 3-b=60-18=42mm, h=11mm 得 p =4 /( dhl)I=4565.421000/(60 1142)=81.59Mpa p (110Mpa) 4输出轴与联轴器联接用平键联接,d 4 =45mm,L 4=82mm, =565.42Nm。查手册 P53 选用 A 型平键,得 B 键IT128,128 GB1096-79 ,L=L 4-b=82-12=70mm,h=8mm. p =4 /(dh l)I=4565.421000/(45 870)= 89.749Mpa p (110Mpa)七、滚动轴承设计根据条件:轴承预计寿命 1036082=57600 小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用,所以 P=Fr=1258N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,由于是球轴承 =3181 1d 36 6f0.25809C=(570)961tpn N(3)选择轴承型号查设计手册表 6-1,选择 6208 轴承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP ( )预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用,所以 P=Fr=813.66N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,球轴承 =31 1d 36 6f0.283.0C=(57)841tpn N(3)选择轴承型号查设计基础表 11-5,选择 6211 轴承 Cr=43.2KN 由设计基础式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP ( )预期寿命足够此轴承合格八、密封和润滑的设计1密封由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙,达到密封的目的。毛毡具有天然弹性,呈松孔海绵状,可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时,毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1)对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油,用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣,齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器,浸油深度为一个齿全高,这样就可以决定所需油量,单级传动,每传递 1KW 需油量V0=0.350.7m3。(2)对于滚动轴承来说,由于传动件的速度不高,且难以经常供油,所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单,不宜流失,同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。九、联轴器的设计(1)类型选择由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,故选用弹性柱销联轴器。(2)载荷计算19计算转矩 TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm,其中 KA 为工况系数,由设计基础表 14-1 得 KA=1.3(3)型号选择根据 TC,轴径 d,轴的转速 n, 查标准 GB/T 50142003,选用 LX2 型弹性柱销联,其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=6300r/min ,故符合要求。1机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 .2二、原始数据.2三、确定电动机的型号. .2四、确定传动装置得总传动比及分配 .3五、传动零件设计计算. .41、V 带. .42、齿轮.63、减速箱箱体. 114、轴及滚动轴承设计计算 12六、键联接得选择和强度校核. .16七、滚动轴承设计选择和计算. . .17八、减速器密封和润滑的设计. . 18九、联轴器的设计计算. 218设计题目:V 带单级圆柱减速器设计者: 学 号:指导教师: 2016 年 1 月 6 日带式运输机一级齿轮减速器设计一、带式运输机传动图如下:3二、原始数据1输送带工作拉力:F=1300N ; 2输送带工作速度:V=1.4m/s ; 3滚筒直径:D=250mm ;6运输机连续工作,使用寿命 10 年,每年 365 天,两班制,传动不逆转,载荷平稳,输送带速度允许误差为+_5%。三、确定电动机的型号(1) 选择电动机类型: 选用 Y 系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率: P=FV/1000=13001.4/1000=1.82KW传动装置的总效率: 213456, , , , , 分别是:V 带传动,齿轮传动(闭式,精度等123456级为 7) ,滚动轴承(圆锥滚子轴承一对) ,联轴器(弹性联轴器) ,滚筒轴承效率,运输带的效率。查课程设计表 2-3,取: 1234560.98.,0.98,.,0.9,.8所以: 2电动机所需功率:Pd=KPw/=1 1.82/0.905=2.015kW 式中,取载荷系数 1K(3)选择电动机的转速滚筒的转速: n 筒 =601000V/D=60 10001.40/250r/min=106.9r/min电动机的合理同步转速: 取 V 带传动比范围(表 2-2) 24;单级齿轮减速1i器传动比 36.则总传动比合理时范围为=523。故电动机转速的可选范围2i为 n=( 523)106.9r/min=534.52448.7r/min符合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/min。 根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传动比方案:如指导书 P15 页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选 n=1500r/min 确定电动机型号:根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为 Y132S-4。查表 16-1 得 电动机得型号和主要数据如下(同步转速符合)电动机型号 额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速 nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L1-4 2.2 1500 1440 2.2 1.54四、确定传动装置总传动比及分配传动装置总传动比 : i =nm/n=20.61分配各级传动比初取齿轮 i=3.9带 i总 齿 带 /2.61/5.总齿 带(1)计算各轴的输入功率电动机轴: P=Pd=2kW轴(减速器高速轴 IP=20.96=184KWA轴(减速器低速轴) I .908=1.73A(2) 计算各轴得转速电动机轴 nI =nm=1440 r/min轴 I=i1403.9=6.2r/min带轴 In/51齿 轮(3)计算各轴得转矩电动机轴 29506.53140ddmPTNmn轴 11.89.3轴 22.7 95056.42PTNmn上述数据制表如下:参数轴名输入功率( )kW转速( /inr)输入转矩( )传动比i效率 电动机轴 2 1440 26.53 3.9 0.96轴(减速器高速轴)1.84 369 99.385.9 0.995轴(减速器低速轴)1.73 63 565.42五、传动零件得设计计算1. 普通 V 带传动得设计计算 确定计算功率 CP则: ,式中工作情况系数取 1.21.2.4aAdKkWAK 根据计算功率 与小带轮的转速 ,查机械设计基础图 10-10,选C1n择 A 型 V 带。 确定带轮的基准直径 12,d取小带轮直径 ,大带轮的直径10dm213.90dim根据国标:GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 2 4d 验证带速 ,在13.407.56/6061dnv s之间。故带的速度合适。5/2/s确定 V 带的基准直径和传动中心距 0a初选传动中心距范围为: ,取1212dd04amV 带的基准长度: 0 22110 124056.544dddLaa查机械设计基础表 10-2,选取带的基准直径长度 0dLm实际中心距: 0041.2579.32dLa 验算主动轮的最小包角 1814.9da故主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数 z由 , ,0CaLPzK140/minr10d查机械设计基础表 10-5,得 ,由 ,查表 10-6,得0.32P.9i,0.17P查表 10-7,得 ,查表 10-2,得0.8.LK6, 取 根。4.83.71.32070.9z4z 计算 V 带的合适初拉力 F查机械设计基础表 10-1,取205.1CaPFqvzvK 0.1/qkgm得 204.850.1754.187N 计算作用在轴上的载荷 10 .2sin245.18sin158.2pFz 带轮的结构设计(单位)mm带轮尺寸小带轮 大带轮槽型 A A基准宽度 db11 11基准线上槽深 minah2.75 2.75基准线下槽深 if 8.7 8.7槽间距 e15 0.315 0.3槽边距 minf 9 9轮缘厚 i6 6外径 ad1205.adah2405.adah内径 s 30 30带轮宽度 3B3263Bfe3263Bfe带轮结构 实心式 轮辐式V 带轮采用铸铁 HT150 或 HT200 制造,其允许的最大圆周速度为 25m/s.2.齿轮传动设计计算(1)择齿轮类型,材料,精度,及参数7 选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合) 选择齿轮材料;小齿轮材料都取为 45 号钢,调质, (考虑到1230HBS齿轮使用寿命较长 (GB699-1988);大齿轮材料取为: ZG310-570,调质,240HBS选取齿轮为 7 级的精度(GB 100951998) 初选螺旋角 14 选小齿轮的齿数 ;大齿轮的齿数z2175.90z(2)按齿面接触疲劳强度设计 2t131t2udkTHEd1 选初选载荷系数 Kt=1.6 2 计算小齿轮传递的转矩 554119.9.3.849.N6010mpn3 选取齿宽系数 d=4 有表 106 查得材料的弹性影响系数 ,由图 1030 选取区12E=89.MpaZ域系数 。H2.43Z5 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 :大齿轮的接触Hlim160 Pa疲劳强度极限 Hlim=50 MPa6 计算应力循环次数 91hj639128301)=.627NnL(82.0597 接触疲劳寿命系数 12.9;0.95HNHNK8 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%,安全系数 S=1.则 11540HNLimMPaSK225.HNLimMPaS812531.HMPa9 计算小齿轮分度圆直径查表的 120.78,.65=55.43mm2t31t2u1dkThedz10 计算圆周速度 1.45.3691./600dnv ms11 计算齿宽 b 及模数 nt15.43.td1coscos3.167tnt mmZ2.5.36.nth4807.1b12 计算重合度 10.3tan.317tan41.38bdz13 计算载荷系数 k已知使用系数 ,根据 v=1.1m/s,7 级精度,查得动载系数AK=1.07; =1.42, =1.32, 。VHF1.2HFK1.0421.8AV14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 331 .85.45.216tTKmd15 计算模数 n91cos58.2cos143.7n mdmz(3)按齿根弯曲强度设计2132FaSndKCOTYZ1 确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大齿轮的弯曲疲劳150FEMPa强度极限 ;弯曲疲劳寿命系数2380FEMPa12.8,0.8FNFNK2 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,110.85289.4FNEaPaSK22.3.61FEM3 计算载荷系数 .072.19AVHFYK4 根据纵向重合度 =1.348,查得螺旋角影响系数b0.8Y5 计算当量齿数 1 233 33811.6, .56cos4cos4V VZZ 6 查取齿形系数 12.7,.FaFaY7 查取应力校正系数12.536,1.9SaSa8 计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY12.871.5360.29FaSY102.18.7920.1633FaSY大齿轮的数值大9 设计计算: 423221.693810.(cos14)0.6372.1765nm对比计算结果,由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿根nm弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 =2.5,以满足弯曲强度。但为了同时满足n接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 =58.28 来计算应有的齿1d数。于是由 1cos58.2cos142.6ndZm取 ,则 ,取1 =2321.935.7iZ齿 2 =136Z(4)几何尺寸计算1 计算中心距12n()(6).m204.83coscos14Za圆整后后中心距为 205mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角12nz+23+6.5=arcos=arcos=1408“ ( )因 改变不多,故参数 、 、 等不必修正。kHZ3 计算大、小齿轮的分度圆直径1nzm23.5d=m=9.3cos4108“2n6.0.4 计算齿轮宽度mmd1b=59.3圆整后取 21B60m=5,11 齿轮传动的几何尺寸,制表如下:(详细见零件图)结果名称 代号计算公式小齿轮 大齿轮中心距 a12cosnzm205mm传动比 i2 5.9法面模数 n设计和校核得出 2.5端面模数 tm cosnt2.58法面压力角 n略 20螺旋角 一般为 820 148“全齿高 h afh4.5mm齿数 Z 略 23 136分度圆直径 d 查表 7-6 59.3mm 350.9mm齿顶圆直径 a略 63.3mm 354.9mm齿根圆直径 df 查表 7-6 54.3mm 345.9mm齿轮宽 b 查表 7-6 65mm 60mm螺旋角方向 查表 7-6 左旋 右旋3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计:查机械设计课程设计手册表 11-1 及结果列于下表:名称 符号 尺寸大小 结果(mm)机座壁厚 一级 0.2518a二级 38机盖壁厚 1一级 二级 .8机座凸圆厚度 b 12机盖凸圆厚度 1 1512机座底凸圆厚度 2 2. 20地脚螺钉直径 fd0.036a+12 2012地脚螺钉数目 n25046an时 , 时 ,时 , 84轴承旁联接螺栓直径 1d.7fd15机盖与机座联接螺栓直径2(05)f 10联接螺栓 的间距2dl150200 150轴承端盖螺钉直径 3 (.4)fd10窥视孔盖螺钉直径 4d 03f 8定位销直径 2(.78)8至外箱壁f12d、 、距离1C略至凸缘边缘距f、离2略轴承旁凸台半径 1R 2C凸台高度 h 略外箱壁至轴承座端面距离l12(50)铸造过度尺寸 xy、 略大齿轮顶圆与内箱壁间距1.10齿轮端面与内箱壁距离2 10箱盖、箱座肋厚 1m、 110.85;.m6.8,6.8轴承端盖外径 2D3(.d轴 承 外 径 )( )轴承旁联接螺栓距离 s2sD一 般 取4、轴的设计计算1、输入轴的设计求作用在齿轮上的力: P3.84T=9509509382n6Nm因已知小齿轮的分度圆直径为: 1d=5而 t12382Fd.13rtantan20F=35158coscos14“Nat t8=7(1)按扭转强度估算轴的最小直径选用 45 号钢调质,硬度 217255HBS 轴的输入功率为 ,转3.84IPKW速为 r/min369IN取 A=112,于是得: 330.84d122.5IPAm(2)确定轴各段直径和长度1 从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接,则轴应该增加 5%,取 D1=30mm,又带轮的宽度 。则(1)2(41)52963BZef m第一段长度取 165L2 右起第二段直径取 D2=38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度 L2=70mm3 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用 6208 型轴承,其尺寸为 dDB=408018,那么该段的直径为 D3=40mm,长度为 L3=18mm4 右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取 D4=48mm,长度取 L4= 10mm5 右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径为 63.3mm,分度圆直径为 59.3mm,齿轮的宽度为 65mm,则,此段的直径为D5= 44mm,长度为 L5=63mm6 右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取 D6=48mm 长度取 L6= 10mm7 右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为 D7=40mm,长度L7=18mm (3)求齿轮上作用力的大小、方向141 小齿轮分度圆直径:d1=59.3mm2 作用在齿轮上的转矩为:T1 =99382Nmm3 求圆周力:Ftt1T9382F=5d5.N4 求径向力 Frrtantan01258coscos14“N(4)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力: /235/167ABtRF垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 /215869ABrN(5)画弯矩图第四段剖面 C 处的弯矩:面的弯矩: 72/103.912cAMmN面的弯矩: 12 8Rm弯矩:22121()3.98.0.CC(7)画转矩图: T= Ftd1/2=99.39Nm(8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩:22222()10.9(.306)1eCMTNm(9)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面 C 为危险截面。已知 由设计基础表 13-1 有:26eNm-1 =60Mpa 则: 22343/(0.1)10.891eCeCMWDMPa2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面: 25.6TNm( )31/(0)59.631.2.91e Pa所以确定的尺寸是安全的.2、 输出轴的设计计算15(1)按扭转强度估算轴的直径选用 45 号钢调质,硬度 217255HBS轴的输入功率为 =3.73Kw,转速为 =63 r/minIPIN据设计基础P205 (13-2)式,并查表 13-2,取 01Ad 330.7142.86IAmN(2)确定轴各段直径和长度1 从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加5%,取 45mm,根据计算转矩,查标准 GB/T 50142003,2CaA3.7T=K.950N=5.047m6选用 LX3 型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为 L=84mm,轴段长 L1=82mm2 右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取 52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm,故取该段长为 L2=74mm3 右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用 6211 型轴承,其尺寸为 dDB=5510021,那么该段的直径为 55mm,长度为 L3=364 右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加 5%,大齿轮的分度圆直径为 350.9mm,则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为b=60mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为 L4=58mm5 右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为D5= 66mm ,长度为 L5=10mm6 右起第六段,考虑定位轴肩,取轴肩直径为 D6=61mm,长度为 L6=5mm.7 右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为 D7=55mm,长度L7=21mm(3)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径: =350.9mm2d2 作用在齿轮上的转矩为: T2 =5.65105Nmm3 求圆周力:FtFt=2T2/d2=25.65105/350.9=3220.29N164 求径向力 FrFr=Fttan=3220.29 N=813.66Ntan1408“(4)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。水平面的支反力: /230.9/160.5ABtRFN垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 /2813.648ABrRFN(5)画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩:水平面的弯矩: 2/09.3AMm垂直面的弯矩: 1/125.RN合成弯矩: 22810.97CC Nm(6)画转矩图: T= Ftd2/21000=565 Nm(7)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩:22222()10.97(.65)354.29eMTNm(8)判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面 C 为危险截面。已知 ,由设计基础表 13-1 有:2354.9eNm-1 =60Mpa 则: 2234/(0.1).16.1eCeCMWDMPa2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:20.539DTNm( ) 13/()391.47.21e Pa所以确定的尺寸是安全的 。六、键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 d1=30mm,L1=65mm,查手册得选用 C 型平键,得:A 键 87 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm, =26.53Nm ,h=7mm。根据 p dT=4 T/(dhL)式得17 p =4 T/(dhL)=426.531000/(307 57)=8.87Mpa R (110Mpa)2输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接轴径 d2=44mm L2=63mm =99.38Nm,查手册 P53 选 A 型平键,得 B 键 128 GB1096-79。L=L 2-b=63-1T12=51mm,h=8mm。 p =4 /( dhl)1T=499.381000/(448 51)= 22.143Mpa p (110Mpa)3输出轴与齿轮 2 联接用平键联接,轴径d3=60mm,L 3=58mm, =565.42Nm。查手册 P53 选用 A 型平键,得 B 键IT1811 GB1096-79 ,L=L 3-b=60-18=42mm, h=11mm 得 p =4 /( dhl)I=4565.421000/(60 1142)=81.59Mpa p (110Mpa) 4输出轴与联轴器联接用平键联接,d 4 =45mm,L 4=82mm, =565.42Nm。查手册 P53 选用 A 型平键,得 B 键IT128,128 GB1096-79 ,L=L 4-b=82-12=70mm,h=8mm. p =4 /(dh l)I=4565.421000/(45 870)= 89.749Mpa p (110Mpa)七、滚动轴承设计根据条件:轴承预计寿命 1036082=57600 小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用,所以 P=Fr=1258N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,由于是球轴承 =3181 1d 36 6f0.25809C=(570)961tpn N(3)选择轴承型号查设计手册表 6-1,选择 6208 轴承 Cr=29.5KN 由式 11-3 有663101095() 148259633.2thdfLnP ( )预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用,所以 P=Fr=813.66N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值,球轴承 =31 1d 36 6f0.283.0C=(57)841tpn N(3)选择轴承型号查设计基础表 11-5,选择 6211 轴承 Cr=43.2KN 由设计基础式 11-3 有66310105874() 6015743.21.thdfLnP ( )预期寿命足够此轴承合格八、密封和润滑的设计1密封由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙,达到密封的目的。毛毡具有天然弹性,呈松孔海绵状,可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时,毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1)对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油,用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣,齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器,浸油深度为一个齿全高,这样就可以决定所需油量,单级传动,每传递 1KW 需油量V0=0.350.7m3。(2)对于滚动轴承来说,由于传动件的速度不高,且难以经常供油,所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单,不宜流失,同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。九、联轴器的设计(1)类型选择由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,故选用弹性柱销联轴器。(2)载荷计算19计算转矩 TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm,其中 KA 为工况系数,由设计基础表 14-1 得 KA=1.3(3)型号选择根据 TC,轴径 d,轴的转速 n, 查标准 GB/T 50142003,选用 LX2 型弹性柱销联,其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=6300r/min ,故符合要求。
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