机械设计课程设计带传动-单级圆柱斜齿减速器.docx
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1、机械设计课程设计计算说明书带传动单级圆柱斜齿减速器目 录一、机械设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4四、计算总传动比及分配各级的传动比5五、运动参数及动力参数计算5六、传动零件的设计计算6七、轴的设计及其校核计算11八、滚动轴承的选择和校核21九、键联接的选择及校核23十、联轴器的选择24十一、润滑和密封类型的选择24十二、减速器的附件选择设计25十三、减速器箱体设计26十四、小结27十五、参考资料27 一、 机械设计任务书1、 设计题目设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱斜齿减速器”,图示如下,连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作,运输带速度
2、允许误差为5%。2、设计数据运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)17501.32403、设计要求1、每人单独一组数据,要求独立认真完成。2、按时完成设计图绘制。图纸要求:(1)、按照装配图绘制要求减速器装配图一张(A0)。(2)、按照零件图绘制要求绘制零件图两张(A3,齿轮、轴)。3、按时完成设计计算说明书1份。4、课程设计的主要内容:1 确定或评价传动装置的总体设计方案,;2 选择电动机;3 计算传动装置的运动和动力参数;4 传动零件、轴的设计计算;5 轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算;6 机体结构及其附件的设计;7 绘制装配图及零件工作图;8 编
3、写设计计算说明书。5、主要参考资料:1.机械设计课程指导书;2.机械设计、机械制图、机械工艺、形位公差等相关教材;3.机械设计手册。二、传动方案的拟定及说明1、传动系统的作用:作用:介于机械中原动机与工作机之间,主要将原动机的运动和动力传给工作机,在此起减速作用,并协调二者的转速和转矩。运输带工作拉力F=1750N运输带工作速度V=1.3m/s卷筒直径D=240mm此传动方案的特点:特点:结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。带传动靠摩擦力工作,传动平稳,能缓冲吸震,噪声小,但传动比不准确;斜齿轮传动的平稳性比较好,承载能力大。另外,该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明:
4、1)传动装置的使用寿命预定为10年每年按300天计算, 两 班制工作每班按8小时计算;2)工作机的载荷性质是较平稳、空载启动,室内工作,有粉尘,环境最高温度35度。3)电动机的电源为三相交流电,电压为380/220伏;4)传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的,不应随意修改,但对于传动件的型式,则允许作适宜的选择;5)输送带允许的相对速度误差5%。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相交流异步电动机。电压380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为: Pw=FV1000=17501.31000=2.275(kw)从电动机到工作机输送带间的总效率为:
5、=1223345 式中,1、2、3、4、5分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒和带传动的传动效率。由 机械设计课程设计14-7 可知:1=0.99,2=0.98,3=0.97,4=0.96,5=0.96,则:=0.9920.9830.970.960.96=0.825所以电动机所需工作功率为:Pd=PW=2.2750.825=2.758KW 3.确定电动机的转速由 机械设计课程设计 查表可知V带传动比i=24.单级圆柱斜齿减速器传动比i=36,则=624.工作机卷筒轴的转速为:nw=601000vd=6010001.3240=103.45r/min所以电动机转速的范围为:nd=inw=6-2410
6、3.45=620.7-2482.8r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速,由机械设计课程设计表22.1选定电动机的型号为:Y-132S-6,其主要性能如下表:电动机型号额定功率/kw满载转速(r/min)Y132S-639602.02.0四.传动装置的总传动比并分配传动比1.传动比i。 i=nmnw=960103.45=9.2802.分配传动比。由 I=iIiII根据机械设计基础课程设计表2-11-1取i=2.5i=9.282.5=3.712五.计算传动装置各轴的运动和动力参数0轴:0轴即电动机轴
7、P0=Pd=2.758kwTd=9550Pdnm=95502.758960=27.44Nm轴:P1= P01=2.7580.99=2.73kw n= nm=960 r/min T=9550P1n1=95502.73960=27.16Nm轴:P2= P125=2.730.980.96=2.57kw n=nmiI=9602.5=384r/min T=9550P2n=95502.57384=63.58Nm轴:P3= P223=2.570.980.97=2.44kw n=n1iII=3843.712103.45r/min T=9550P3n=95502.44103.45=225.25Nm卷筒轴:P卷=
8、P312=2.440.990.98=2.37kw n卷=n=103.45r/min T卷=9550P卷n卷=95502.37103.45=218.55Nm将以上结果汇总于下表:(命名为表1)轴名功率P/(kw)转矩T/( Nm)转速n/( r/min)传动比i效率电机轴2.75827.4496010.99轴2.7327.169602.50.94轴2.5763.583843.7120.95轴2.44225.25103.4510.97卷筒轴2.37218.55103.45表1六传动零件的设计计算(一)皮带轮的传动设计(以下查表数据均来源于机械设计第八版)1.确定计算功率由机械设计第八版查表8-7得
9、工作情况系数kA=1.1,Pca=KAPd联=1.12.7580.99=3.00KW2.选择V带的带型 根据Pca,n1课本图8-11选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速V(1)初选小带轮的基准直径dd ,由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=140mm。(2)验算带速Vv=dd1n1601000=140960601000=7.03m/s因为5m/sv30m/s,故带速合适。(3)计算大带轮的基准直径dd2,dd2=idd1=2.5140=350mm根据表8-8,圆整为355mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)根据式(8-22)初定中心距a0=600mm,根据0.
10、7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)(2)计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2600+2140+355+355-14024600mm 1996mm选带的基准长度Ld=2000mm。(3)计算实际中心距aaa0+Ld-Ld02=600+2000-19962mm=602mma-0.015Ldaa+0.03Ld,所以中心距的变化范围为:572mm662mm5.验算小带轮上的包角a1=180-dd2-dd157.3a=180-(355-140)57.3602159.5906.计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr 由dd2=140mm和n1=
11、960rmin查教材表8-4a得p0=1.6336kw 根据n1=960rmin,i=2.5和A型带,查表8-4b得p0= 0.1116kw,查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=1.03,于是:Pr= p0+p0kakl=1.6336+0.11160.951.03=1.71kw (2)计算V带的根数ZZ=PcaPr=3.001.71=1.75故取2根7.计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以,(F0)min=500(2.5-ka)pcakazv+qv2=5002.5-0.953.000.9527.03+0.107.032N=179N8.
12、计算压轴力压轴力的最小值为:(FP)min=2z(F0)minsina12=22179sin159.52=702N (二)斜齿齿轮设计(以下查表数据均来源于机械设计第八版)1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)按照题目所给的传动方案,用圆柱斜齿齿轮。(2)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度。(GB 10095-88)(3)材料选择:由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮的齿数Z1=24,则Z2=Z1i=243.712=89.088取Z2=89(5)选取螺旋
13、角。初选螺旋角=1402.按齿面接触强度设计按式(10-21)试算: d1t32KtT1dau1u(ZHZEH)2(1)确定公式内的各个计算数值1)试选载荷系数。Kt=1.6.2)计算小齿轮传递的转矩。由表1可查得T2=63.58 Nm3)由表10-7选取齿宽系数4)由表10-6查的材料的弹性影响系数5)由图10-21(d)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限。6)计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=6038412810300=1.106109 N2=1.1061093.712=2.9801087).由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2
14、=0.95。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得H1=KHN1lim1s=0.926001=552MpaH2=KHN2lim2s=0.955501=522.5Mpa9).由图10-30选取区域系数ZH=2.433.10).由图10-26查得a1=0.78,a2=0.88,则a=a1+a2=1.6611).许用接触应力H=H1+H22=552+522.52=537.25Mpa(2)计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t,,由计算公式得d1t321.66.35810411.66(2.433189.8537.25)24.7123.712=48.62mm2)计算
15、圆周速度V。V=d1tn1601000=48.62384601000=0.98m/s3)计算齿宽b及模数mnt.。 b=dd1t=148.62=48.62mm mnt=d1tcosz1=48.62cos1424=1.97mm h=2.25mnt=2.251.97mm=4.42mm bh=48.624.42=114)计算纵向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.9035).计算载荷系数K.已知使用系数KA=1,根据v=0.98m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数KV=1.08;由表10-4查得KH=1.311;由图10-13查得KF=1.28;由表10-3查得
16、KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.081.21.311=1.706).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d1=d1t3KKt=48.6231.701.6mm=49.61mm 7).计算模数mn。mn=d1cosz1=49.61cos1424=2.00mm3.按齿根弯曲强度设计由式(10-17)得弯曲强度的设计公式为mn32KT1Y(cos)2dz12YFYsaF(1)确定公式内的各个计算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
17、;3).计算弯曲疲劳许用力。取弯曲疲劳系数S=1.4。F1=KFN1FE1S=0.855001.4Mpa=303.57Mpa F2=KFN2KFE2S=0.883801.4Mpa=238.86Mpa4)计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.081.21.28=1.665)根据纵向重合度=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88。6)计算当量齿数。 ZV1=Z1(cos)3=24(cos14)3=26.27 ZV2=Z2(cos)3=89(cos14)3=97.437) 查取齿形系数。由表10-5查得 YFa1=2.592,YFa2=2.1858) 查取应力校正系数。Ysa
18、1=1.596,Ysa2=1.7879) 计算大、小齿轮的并加以比较。YFa1Ysa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2Ysa2F2=2.1851.787238.86=0.01635大齿轮的数值大。(2)设计计算mn321.666.3581040.88cos21412421.660.01635mm=1.73mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得模数m=1.73mm圆整为标准
19、值m=2.0mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=49.61mm,算出小齿轮齿数z1=d1cosmn=49.61cos142=24.07取 z1=24.则z2=iz1=3.71224=89.09取z2=89这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。4.几何尺寸计算(1)计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=(24+89)22cos14=116.46mm 将中心距圆整为116mm.(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =cos-1(z1+z2)mn2a=cos-1(24+89)22116=13332 因值改变不多,故参数aKZH等不必修正
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