机械设计课程设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级V带传动(完整图纸).doc
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1、全套CAD图纸,加153893706设计任务书: 工作条件:题目编号工作年限载荷性质运输带速允许误差滚筒效率工作班制B1312载荷变动微小6 %0.883技术数据: 输送带速度V(m/s) 滚筒直径D(mm)滚筒圆周力F(N)2.43204500目录一、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.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.9七、滚动轴承的选择及校核计算.15八、键联接的选择及计算.18九、联轴器的选择.19十、附件的选择.19十一、润滑与密封.20十二、设计小结.21十三、参考文献.21计算过程及计算说明一、 传动方
2、案拟定设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级V带传动(1) 工作条件:使用年限12年,工作为三班工作制,载荷平稳,环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=4500N;带速V=2.4m/s;滚筒直径D=320mm。二、电动机选择 1、电动机类型的选择:卧式封闭型 Y(IP44)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=带3轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9730.960.9920.88=0.734(2)电机所需的工作功率:P工作=FV/1000总=45002.4/10000.734=14.55KW确定电动机的额定功率Ped =15 KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:
3、n筒=601000V/D=6010002.4/320=143.3r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=(624)143.3=859.83439.2r/min符合这一范围的同步转速有750、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:根据表20-3。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,则选n=1500r/min。4、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
4、步转速,查表20-1、2选定电动机型号为Y160L-4-B3。其主要性能:额定功率:15KW,满载转速1460r/min,额定转矩2.3。中心高H 160mm。轴伸E 110mm。键连接尺寸:128。轴直径D 42mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=14600/143.3=10.192、分配各级伟动比(1) 据指导书P7表1,取齿轮i带=2.4(单级V带传动i=24合理)(2) i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=10.19/2.4=4.24四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=n电机=1460r/minnII=nI/i带=1460
5、/2.4=608 (r/min)nIII=nII/i齿轮=608/4.24=143(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=P工作=15KWPII=PI带=2.40.96=14.4KWPIII=PII轴承齿轮=2.3040.970.96 =13.55KW3、 计算各轴扭矩(Nmm)TI=9.55106PI/nI=9.5510615/1460=98.12NmTII=9.55106PII/nII=9.5510614.4/608 =226.18NmTIII=9.55106PIII/nIII=9.5510613.55/143 =904Nm五、传动零件的设计计算1、 一级传动:V带轮传动的设计计算
6、(1) 确定计算功率PC由课本P50表3-5得:kA=1.3PC=KAP=1.315=19.5KW由课本P51图3-28得:选用SPZ型V带(考虑到带传动是真个机组中的易损环节,其故障将影响真个机组,而且相对着个机组而言,带传动的成本微不足道,故选窄V带)(2) 确定带轮基准直径dd1,dd2。并验算带速。推荐的小带轮基准直径为112160mm 则取dd1=125mm dd2=(1-)n1/n2dd1=0.981460/608125=294mm由推荐值,取dd2=300mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1460125/300 =608.3r/min转速误差为:n2-n2/n2=60
7、8-608/608.3 =-0.000491200(适用)(5)确定带的根数Z根据课本P53表(3-6)P0=3.28KW根据课本P55表(3-8)P0=0.2KW根据课本P56 KL =1+0.5(lg Ld-lgL0) KL =1.074根据课本P55表(5-8) K=0.967 由课本P53式(3.19)得ZPC/(P1+P1)KKL =19.5/(3.28+0.2) 0.9671.074 =5.39取Z=6根(6)计算初拉力Fo由课本表3-1查得q=0.07kg/m 由Fo =500PC/VZ(2.5/ K-1)+qV2 Fo=276.1N(7)计算轴上压力作用在轴承的压力FQ,由课本
8、P57式(3.21)FQ=2ZF0sin1/2=26276.1sin167.4/2=3293.4N2、齿轮传动的设计计算(按硬齿面闭式斜齿轮设计) (1)选择齿轮材料及精度等级以及确定许用应力。 考虑减速器传递功率较大,为减小尺寸,所以齿轮采用硬齿面。小齿轮选用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为59HRC。大齿轮选用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为59HRC。;初选8级精度。 查课本表4-39(d) Flim 1=Flim2 =370Mpa Hlim1=Hlim2=1440Mpa 取SH =1.9 则H1= H2=Hlim1/SH =1107.7Mpa SF=1.3 则F1= F2=Flim1/SF =
9、194.7Mpa取Z1 =19, 则Z2= i Z1=80。 (2)按齿面弯曲疲劳强度设计a) 初选螺旋角轻微载荷,取 K = 1.2 。取齿宽系数d =0.35,小带轮上的转矩T1=226.18NM。 初选螺旋角 =150b) 当量齿数 ZV1= Z1/(cos)3=21.08 ZV2= Z2/(cos)3=88.77 查课本图4-37 取齿形系数 YF:YF1 =2.86,YF2 =2.23c) 确定模数设计公式中YF / F 应代入YF1 / F1和YF2 / F2 中较大者。经计算,YF1 / F1=0.015 YF2 / F2=0.0114故将YF1 / F1代入: Mn3.2kT1
10、 YF1(cos)3/d(i+1)F1/3 Mn =4mmd) 确定中心距 a = Mn(Z1 + Z2)/2 cos=205mme) 确定螺旋角 = arccos Mn(Z1 + Z2)/2a=15.01 与初选=15接近,故不必修正。f) 计算分度圆直径d1= Mn*Z1/ cos=78.7mmd2= Mn*Z2/ cos=331.2mmg) 计算齿宽 b=0.35205=71.75mm 故取 b1=75mm,b1=70mm。h) 校核齿面接触疲劳强度H =305(kT1(i2+1)3/ba2 i2)1/3=521MpaH H 故安全。i) 计算齿轮圆周速度 V=d1 N1/601000=
11、2.55m/s 对照表 4-11 可知 选用8级精度合适。j) 误差分析 小齿轮齿数Z1=19,大齿轮齿数Z2=80 实际传动比I0=80/19=4.2105传动比误差:i-i0/I=4.24-4.2105/4.24=-0.0056% 可行六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217255HBS根据课本P235(10-2)式,并查表,取c=115d115 (14.4/608)1/3mm=35.875mm考虑有键槽,将直径增大7%,则d=35.875(1+7%)mm=38.386选d=40mm2、轴的结构设计输入轴的设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 齿轮是从
12、轴的右端装入。装配方案:齿轮,套筒,轴承,轴承端盖依次从轴的左端向右安装,轴承、轴承端盖、轴端挡圈依次从轴的右端向左安装。为了减轻重量,齿轮右侧的定位轴肩做成轴环。(2)从dmin确定轴各段直径和长度a) 确定各段轴的直径1) 轴段处为大带轮的定位轴肩,轴肩高度a=(0.070.1)40=2.84,取a=3mm,考虑到密封件的尺寸取d2=45mm。2) 轴段处为与轴承配合的轴段,应按轴承内径的标准来取,取d3=50mm,考虑到有径向力作用而且使用寿命及当量动载荷高,故初选30310轴承。3) 所选轴承的定位轴肩的宽度为60mm。所以,可选轴段的直径d4=60mm。4) 轴段也为轴颈,取与轴段相
13、同的直径d7=50mm。5) 轴段为装齿轮的重要轴段,取d6=60mm。6) 轴段为轴环,由齿轮的定位轴肩高度a=(0.070.1)60=4.26,取a=5mm,则d5=70mm。b) 确定各轴段的长度1) 考虑压紧空间,轴段的长度应小于大带轮的宽度,故取l1=75mm。 2) 由齿轮宽度为75mm,考虑压紧空间2mm,取轴段的长度l6=73mm。3) 轴环宽度l5=1.4a=1.45mm=7mm。4) 由轴承的宽度可取轴段的长度l3=(27+3)=30mm。5) 同理,轴段的长度l7=(27+3+2+33.5)mm=65.5mm。6) 轴段的长度与减速器的结构尺寸,轴承端盖的尺寸、大带轮与轴
14、承端盖之间的拆卸空间有关。可取l2=47mm7) 轴段为了考虑与以后的输出轴及减速箱尺寸配合,故取l4=24.5mm。( 3 ) 按弯矩复合强度校核轴的强度求作用在齿轮上的力:已知d1=59mm求转矩:已知T1=226180Nmm求圆周力:FtFt=2T2/d2=2261802/59=5747.9N求径向力FrFr=Fttan/cos=1000.436tan200/cos15=2165.7N求径向力:Fa= Frtan=2092.11N带轮轴所受压力Q:已知Q=3298.4N几何关系:L1=100mm,L2=82.5mm,L3=82.5mma) 求垂直面的支反力 RV1=(Q L1+FrL2+
15、 Fad1/2)/(L2+L3)RV1=3580.8N RV2=Q(L1+ L2+ L3)+ Fad1/2- FrL3/(L1+L2)RV2=4713.5Nb) 求垂直面弯矩MVB =QL1 =3298.4100=329840 N mmMVC1 =Q(L1+ L2)- L2RV2=3298.4182.5-4713.5082.5=213094.3 N mmMVC2 = MVC1 + Fad1/2=213904.3+2048.129.5=295418.4N mmc) 绘制弯矩图(3)绘制水平面受力简图及弯矩图(如图c)a) 求水平面的支反力:RH1= RH2= Ft /2=5747.9/2=287
16、4N 求水平面弯矩:MHC= RH1L3 =287482.5=237100.8Nb) 绘制弯矩图(4) 绘制合弯矩图(如图d)MB=(MVB2+MHB2)1/2= MVB =329840NmmMC1=(MVC12+MHC2)1/2=(213094.32+237100.82)1/2=318788.2N mmMC2=(MVC22+MHC2)1/2=(295418.42+237100.82)1/2=378799.1 N mm (5) 绘制扭矩图(如图e) 轴扭转切应力为脉动循环变应力,取a=0.6,则扭矩当量弯矩:T=9.55(P2/n2)106=135708Nmm (6) 绘制当量弯矩图MeB=M
17、B2+(T)21/2=3298402+13570821/2=356666.7 NmmMeC1=MC12+(T)21/2=318788.22+13570821/2=346471.6 NmmMeC2=MC22+(T)21/2=278799.22+13570821/2=402374.8Nmm (7) 校核危险截面的强度 截面B处为轴承处e=MeB/0.1d33=356666.7/0.1503= 28.53MPa -1b=60Mpa 截面C2处为齿轮处,e=MEc2/0.1dc3=402374.8/0.1603=18.63 MPa -1b=60Mpa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用
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