机械设计课程设计
书
机械设计
课程设计
设计
目:二级圆锥-圆柱齿轮减速器
班 级:材控07-2班
设 计 者:
学 号:
指导教师:杨现卿
机械设计课程设计计算说明书
一、传动
拟定 3
二、电动机的选择 3
三、运动、动力学参数计算 5
四、传动零件的设计计算 6
五、轴的设计 11
六、轴承的选择和计算 24
七、键连接的校核计算 26
八、联轴器选择 27
九、箱体设计 28
十、减速器附件 28
十一、密封润滑 29
十二、设计小结 30
十三、参考文献 31
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器
工作条件:
输送机连续单向运转工作时有轻微震动,空载启动,卷筒效率为0.96,输送带工作速度误差为
5%;每年按300个工作日计算,使用期限为10年,大修期4年,单班制工作;在专门工厂小批量生产
原始数据:运输机工作周转矩:T=1800N·m;带速V=1.30m/s;
滚筒直径D=360mm
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)工作机所需功率:
P
=Tn/9550,
因为
,把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以P
=1800*68.97/9550=13.00kW
(2)
1)传动装置的总效率:
η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η
联轴器×η圆锥齿轮
=0.96×0.99
×0.98×0.99
×0.97
=0.86
2)电动机的输出功率:
Pd= P
/η总
=13.00/0.86
=15.13kW
3、确定电动机转速:
计算工作机轴工作转速:
nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.30/π×360
=68.97r/min
按表14-2推荐的传动比范围,取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5,则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为
nd=I’d×nw=(6~15)×68.97=413.8~1034.6r/min
符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。
4、确定电动机型号
由上可见,电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案
方案
电动机型号
额定功率
P
/kW
电动机转速
电动机重量/kg
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
传动比
圆锥传动比
圆柱传动比
1
Y200L1-6
18.5
1000
970
220
14
3.5
4
2
Y225S-8
18.5
750
730
266
10.6
2.66
3.99
综合各方面因素选择第一种方案,即选电动机型号为Y225S-8机。
电动机的主要参数见下表
型号
额定功率/kW
满载转速
(r/min)
中心高
mm
轴伸尺寸
Y225S-8
18.5
730
225
60*140
三、运动参数及动力参数计算
计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:i=nm/nw=730/68.97=10.58
2、分配各级传动比:
取i直=1.52 i锥
锥齿轮啮合的传动比:i1=0.25i=2.66
圆柱齿轮啮合的传动比:i2=i/ i1=10.58/2.66=3.99
1.计算各轴转速(r/min)
nI=n
=730
nII=nI/i1=730/2.66=274.4
nIII=nII/i2=274.4/4=68.8
nIV= nIII=68.8
2.计算各轴的功率(kW)
PI=Pd·η联轴器=15.13×0.99=14.98
PII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=14.98×0.99×0.98=14.3
PIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=14.3×0.99×0.98=13.9
PIV= PⅢ*η轴承*η联轴器=13.9×0.99×0.99=13. 8
3.计算各轴扭矩(N·m)
Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/730=198
TI=9550*PI/nI=194
TII=9550*PII/nII=497.7
TIII=9550*PIII/nIII=1929.4
TW=9550* PW/nW=1910.1
Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴,Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ和工作机轴的输入转矩。
参数 轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速r/min
730
730
274.4
68.8
68.8
功率P/kW
15.13
14.98
14.3
13.9
13.8
转矩/n*m
198
196
497.7
1929.4
1910.1
传动比
1
2.66
3.99
1
1
效率
0.99
0.97
0.97
0.98
4.验证带速
V=
nIII=1.296m/s
误差为
=-0.003<5%,合适
四、传动零件的设计计算
圆锥齿轮的设计计算
已知输入功率P1=PⅠ=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min,齿数比为u=2.66,由电动机驱动,工作寿命为10年(每年工作300天),单班制,输送机连续单向运转,工作时有轻微震动,空载启动。
(1)选定齿轮精度等级,材料和确定许用应力
1)该减速器为通用减速器,速度不高故选用7级精度(GB10095-88)
2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质,硬度为229~286HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为229~286HBS,按齿面硬度中间值,有图5-29b按碳钢查MQ线得
σFlim1=290Mpa σFlim2 =220Mpa
同理由图5-32b查得
σHlim1=700Mpa σHlim2 =580Mpa
3)有式(5-29),(5-30)分别求得
σFp1=σFlim1 YSTYNYx/SFmin=446Mpa
σFp2=σFlim2 YSTYNYx/SFmin=338Mpa
σHp2=σHlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa
由于为闭式齿面硬度中,主要失效形式为齿面疲劳点蚀,故应按接触疲劳强度进行设计,并校核其齿根的弯曲强度。
(2)按接触疲劳强度进行设计计算
由设计公式进行计算 即
d1≥1017{kT1Z
EMBED Equation.3 /[σHp (1-0.5φR)]
φRu[σH]2}1/3
1)小齿轮的名义转矩 T1= TI=194N·m
2)选取载荷系数K=1.3~1.6
同小齿轮悬臂设置,取k=1.5
3)选取齿宽系数,取
4)选取重合度系数,取Z
5)初算小齿轮大端分度圆直径
d
6)确定齿数和模数
选取
取
=75
大端模数m=
mm,取m=4
7)计算主要尺寸
(3) 校核齿根弯曲疲劳强度
1)计算从重合度系数
因为重合度
,所以
。
2)确定
的大值
由图5-26查得
。则
因为
,所以选择大齿轮进行校核
3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度
故齿根弯曲疲劳强度足够,所选参数合适。
2.圆柱直齿轮的设计计算
已知:输入功率
,小齿轮转速为274.4r/min,齿数比为u=4,电动机驱动,工作寿命为10年(每年工作300天)单班制,带式输送机,时有轻微震动,单项运转。
(1)选择齿轮材料,确定许用应力
根据题设条件看,大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火,硬度56~62HRC。
由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力
由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力
(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m
1)确定弯曲应力
采用国标时,
因为齿轮的循环次数
所以取
;则
=600Mpa
2)小齿轮的名义转矩
3)选取载荷系数K=1.6
4)初步选定齿轮的参数
5)确定复合齿形系数
,因大小齿轮选用同一材料及热处理,则
相同,故按小齿轮的复合齿形系数带入即可
由《机械设计基础》第四版P88,图5-26可查得:
6)确定重合度系数
因为重合度
所以
将上述各参数代入m式中得
按表5-1,取
模数
。则中心距
7)计算传动的几何尺寸:
齿宽:
(3)校核齿面的接触强度
重合度系数
钢制齿轮
把上面各值代入式中可算得:
符合要求
(4)校核齿根弯曲强度
故,轴强度满足要求。
五、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1.已知:P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m
2.选择材料并按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS,
=650Mp
根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115
dmin=115mm=31.38mm
考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽,将直径增大5%,则d=31.38×(1+5%)mm=33mm
3.初步选择联轴器
要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号
查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m
查《机械设计课程设计》P298,取HL弹性柱销联轴器,其额定转矩315 N·m,半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.
4.轴的结构设计
(1)拟定轴的装配方案如下图:
(2)轴上零件的定位的各段长度,直径,及定位
为了定位半联轴器,1-2轴右端有一轴肩,取d2-3=42mm
选滚动轴承:因轴承同时承受有径向力和轴向力,故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》P311,表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸:
故d3-4= d5-6=45mm,而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位,查表18-4,3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm
因此取d4-5=54mm。
取安装齿轮处的直径d67=42mm,使套筒可靠的压在轴承上,故l56
>取30310型,尺寸
故d12= d56=50mm, 此两对轴承均系采用套筒定位,
查表18-4, 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径
为59mm.
取安装齿轮处的直径:d23=d45=57mm,锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位,已知锥齿轮轮毂长lh=(1.2~1.5)ds,
取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面,故取
=52mm,齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则此处轴环的直径d34=63mm.
已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面,此处轴长l450.07d,取h=7mm,轴环处处的直径
=104mm,
>1.4h,取
=10mm,
5)取箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴,
6)轴上的周向定位
齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取
,L=B-(5~10)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好对中性,选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证,轴尺寸公差为m6
7)确定轴的倒角尺寸:2
。
4.轴的强度校核
1)齿轮上的作用力的大小
2)求直反力
3)画弯矩图:
4)画扭矩图:
5)弯扭合成:
因单向回转,视转矩为脉动循环,
则
剖面C的当量弯矩:
N·m
=1161.5 N·m
6)判断危险剖面:
C截面:
24.2MPa<
A截面直径最小也为危险截面:
33.9MPa<
满足强度要求
六.轴承的选择与计算
输入轴的轴承:30309圆锥滚子轴承
e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力:
=7008.5N
EMBED Equation.DSMT4
滚子轴承
2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承
e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力:
=7008.5N
EMBED Equation.DSMT4
滚子轴承
3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承
e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力:
EMBED Equation.DSMT4
EMBED Equation.DSMT4
滚子轴承
七.键的计算校核
1.输入轴上的键
联轴器处:
小锥齿轮处:
2.轴的键的校核计算:
大锥齿轮处:
小直齿轮处:
3.输出轴键的校核:
直齿轮处的键:
联轴器处键的校核:
八.联轴器的选择
输入轴联轴器:
查《机械设计课程设计》P298,取HL弹性柱销联轴器,其额定转矩315 N·m,半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.
输出轴联轴器:
查《机械设计课程设计》P298,取HL6弹性柱销联轴器,额定扭矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。
所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故,满足需求。
九.减速器箱体结构尺寸
名称
符号
结果
机座壁厚
8
机盖壁厚
8
机座凸缘厚度
b=1.5
12
机盖凸缘厚度
12
机座凸底缘厚度
20
地脚螺钉直径
=0.036a+12=19.2
M20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓直径
M16
机盖与机座连接螺栓直径
M10
联接螺栓d2的间距
l=150~200
180
轴承端盖螺钉直径
M8
窥视孔盖螺钉直径
M8
定位销直径
8
df、d1、d2到外机壁距离
C1(27,23,17)
27,23,17
d1、d2至凸缘边缘距离
C2(21,15)
21,15
轴承旁凸台半径
R1= C2(21,15)
21,15
凸台高度
h=20mm
外机壁至轴承座端面距离
l1=C1 +C2+(8~12)=44~48
46
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1>1.2
12
齿轮端面与内机壁距离
△2>
10
机盖、机座肋厚
m1≈0.85
,m2≈0.85
7
轴承端盖外径
D2=1.25D+10
135,148,223
轴承端盖凸缘厚度
t=(1~1.2)d3
9
轴承旁联接螺栓距离
S≈D2
135,148,223
十.减速器附件的选择
由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳,吊环螺钉M16(GB/T825-1988),启盖螺钉M8。
十一.齿轮的密封与润滑
齿轮采用润滑油润滑,由《机械设计基础课程设计》选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995),代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s,所以圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高,三分之一齿轮半径,大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。因为大圆锥齿轮的线速度为4.87m/s>2m/s,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承,并通过油槽润滑其他轴上的轴承,且有散热作用,效果较好。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘,水分等侵入轴承,并阻止润滑剂的流失。
十二.设计小结
通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计,使我们真正的了解了机械设计的概念,在这次设计过程中,反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确,另一方面也在考验我们我们的耐心,思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践,我们真正感受到了设计过程的谨密性,为我们以后的工作打下了一定的基础。
机械设计是机械这门学科的基础的基础,是一门综合性较强的技术课程,他融汇了多门学科中的许多知识,例如,《机械设计》,《材料力学》,《工程力学》,《机械设计课程设计》等,我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到,自己还有好多东西还不知道,以后更要加深自己的知识内涵,同时,也非常感谢老师对我们悉心的指导,得已让我们能更好的设计。
参考文献:
黄华梁、彭文生编《机械设计》四版 高等教育出版社2007
王旭、王积森 《机械设计课程设计》 机械工业出版社 2003
朱文坚 《机械设计课程设计》 科学出版社
刘鸿文主编 《材料力学》 第四版 高等教育出版社 2003
注释及说明
T=1800N·m
V=1.30m/s
D=360mm
P
=13.00kW
η总=0.86
Pd=15.13kW
nw=68.97r/min
电动机型号
Y200L1—6
i总=10.6
i1=2.66
i2=3.99
《机械设计学习指导》57页
nI =730r/min
nII=274.4r/min
nIII=68.8r/min
nIV= nIII=68.8
PI=14.98Kw
PII=14.3kW
PIII=13.9kW
PIV=13. 8 kW
Td=198 N·m
TI=196N·m
TII=497.7N·m
TIII=1929.4N·m
TW=1910.1 N·m
V= 1.296m/s
σFp1 =446Mpa
σFp2= 338Mpa
σHp2n=580Mpa
《机械设计基础第四版》P82
P92~P93
T
EMBED Equation.3
=563Mpa
m=4
a=200mm
《机械设计课程设计》P22
d12 =35mm
d2-3=42mm
d3-4=d5-6
=45mm
d4-5=54mm
d67=42mm
l12 =60mm.
l23=50
l3-4=26mm
l45=120mm
l56=26mm
l67=78mm
Ft1 =4117.6N
Fr1=1404.1N
Fa1=524.1N
FBX =255.6N
FBY=704.3N
=6684.0N
FCy=2108.4N
MCx=-347.7N·m
MCy1=64.1N·m
MCy2=-24.9N·m
Mec =275.06N·m
σe =1.36Mpa
N·m
N·m
N·m
N·m
N·m
=40.34mm
d12= d56=50mm
d23=d45=57mm
d34=63mm
l23=52mm
=46mm。
Ft1=12442.5N
Fr1=4528.7N
Ft2=3903.5N
Fr2= 496.87N
Fa1= 1331.1N
AB=92mm,
BC=65mm,
CD=125mm
=-8145.3N
=-8200.7N
EMBED Equation.DSMT4
EMBED Equation.DSMT4
d1-2 =70mm
d2-3=77mm
EMBED Equation.DSMT4
=104mm
=90mm
l1-2=130mm
l23=50mm
=42.5mm
=10mm
EMBED Equation.DSMT4
31
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