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机械设计课程设计二级减速器


机械设计课程设计
设计说明书

设计题目 胶带式输送机传动装臵

目录
一、 设计任务书〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 3 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 二、 传动方案拟定〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 4 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 三、 电动机的选择〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃

〃 〃 〃 〃 〃 〃 4 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 四、 传动装臵的运动和动力参数计算〃 〃 〃 〃 〃 〃 6 〃〃〃〃〃〃

五、 高速级齿轮传动计算〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 7 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 六、 低速级齿轮传动计算〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 12 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 七、 齿轮传动参数表〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 18 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 八、 轴的结构设计〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 18 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 九、 轴的校核计算〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 19 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十、 滚动轴承的选择与计算〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 23 〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十一、 键联接选择及校核〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 24 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十二、 联轴器的选择与校核〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 25 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十三、 减速器附件的选择〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 26 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十四、 润滑与密封〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 28 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 〃〃 十五、 设计小结〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 29 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃 十六、 参考资料〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 〃 29 〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃〃

一.设计题目:
设计带式运输机传动装臵(简图如下)

1— —电动机 2——联轴器 3——二级圆柱齿轮减速器 4——联轴器 5——卷筒

6——运输带

原始数据: 数据编号 运送带工作拉力 F/N 运输带工作速度 v/(m/s) 卷筒直径 D/mm

? 04
2200 0.9 300

1.工作条件:两班制,连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室内工作,有粉 尘; 2.使用期:使用期 10 年; 3.检修期:3 年大修; 4.动力来源:电力,三相交流电,电压 380/220V; 5.运输带速度允许误差:±5%; 6.制造条件及生产批量:中等规模机械厂制造,小批量生产。 设计要求 1.完成减速器装配图一张(A0 或 A1) 。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。

二. 电动机设计步骤 1. 传动装臵总体设计方案

本组设计数据: 第四组数据:运送带工作拉力 F/N 运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 , 2200 。 卷筒直径 D/mm 300 。

1.外传动机构为联轴器传动。 2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。 3.该方案的优缺点:瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,径向尺寸小, 结构紧凑,重量轻,节约材料。轴向尺寸大,要求两级传动中心距相同。减速器 横向尺寸较小, 两大吃论浸油深度可以大致相同。 但减速器轴向尺寸及重量较大; 高级齿轮的承载能力不能充分利用;中间轴承润滑困难;中间轴较长,刚度差; 仅能有一个输入和输出端,限制了传动布臵的灵活性。原动机部分为 Y 系列三相 交流异步电动机。 总体来讲, 该传动方案满足工作机的性能要求, 适应工作条件、 工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

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 系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结 构,电压 380V。 2.确定电动机效率 Pw 按下试计算

F ?V P ? 1000??
w w

w w

kw

试中 Fw=2200N 取

V=0.9m/s 工作装臵的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率

?

w

? 0.94

代入上试得

F ?V P ? 1000??
w w

w w

kw ? 2.11kw

电动机的输出功率功率

P

o

按下式

P

o

?

P
?

w

kw

式中 ? 为电动机轴至卷筒轴的传动装臵总效率

由试

2 ? ? ?g ??c2 ??r3 由表 2-4 滚动轴承效率? r =0.99:联轴器传动效率? c =

0.99:齿轮传动效率 则 ? =0.91

?

g

=0.98(7 级精度一般齿轮传动)

所以电动机所需工作功率为

P

o

?

P
?

w

?

2.11 ? 2.32kw 0.91

因载荷平稳,电动机核定功率 Pw 只需要稍大于 Po 即可。按表 8-169 中 Y 系列 电动机数据,选电动机的核定功率 Pw 为 3.0kw。 3.确定电动机转速 按表 2-1 推荐的 传动比合理 范围,两级 同轴式圆柱 齿轮减速 器传动比
' i? ? 9 ~ 25

而工作机卷筒轴的转速为
nw ? 6 ?104V w ? 6 ?104 ? 0.9 r / min ? 57.32r / min ? ? 300

?D

所以电动机转速的可选范围为
' nd ? i?nw ? (9 ~ 25) ? 57.32r min ? (515.92 ~ 143312) r min .

符合这一范围的同步转速有 750

r min 和 1000 r min 两种。综合考虑电动机

和传动装臵的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装臵结构紧凑,决定选用同步 转速为 1000

r min 的 Y 系列电动机 Y132S,其满载转速为 nw ? 960r/min,电动机

的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在 8-186,表 8-187 中查 的。

四.计算传动装置的总传动比 i? 并分配传动比 1.总传动比

i?


i? ? nm 960 ? ? 16.75 nw 57.32

2.分配传动比

i? ? i?i??
考虑润滑条件等因素,初定

i? ? 4.67 , i?? ? 3.59
3. 计算传动装臵的运动和动力参数 1.各轴的转速 I轴

n? ? nm ? 960r min

n?? ?
II 轴

n? ? 205.57 r min i?
n?? ? 57.26 r min i??

n??? ?
III 轴 卷筒轴

nw ? n??? ? 57.26r min

4.各轴的输入功率 I轴 II 轴 III 轴 卷筒轴

P =P ??
? o

c

=2.32 ? 0.99=2.30kw
g

P

?

= P ? ?? ?? =2.30 ? 0.99 ? 0.98=2.23kw
r

P

???

? P ? ?? ?? =2.23 ? 0.99 ? 0.98=2.16kw
r g

P

w

? P ??? ?? ?? =2.16 ? 0.99 ? 0.99=2.12kw
r c

5.各轴的输入转矩

I轴

T T

?

? 9550 ? P ? ?

n

?

2.30 ? 9550 ? 23.94 N ? m 960 2.23 ? 9550 ? 103.60 N ? m 205.57 2.16 ? 9550 ? 360.25N ? m 57.26

II 轴

?

? 9550 ? P ? ?

n

?

III 轴

T

???

? 9550 ? P ??? ?

n

???

工作轴

T T
o

w

? 9550 ? P w ?

n
m

w

2.12 ? 9550 ? 353.58 N ? m 57.26

? 9550 ? P o ?

电动机轴

n

2.32 ? 9550 ? 22.98N ? m 960

将上述计算结果汇总与下表,以备查用。 项目 转速(r/min) 功率 P(kw) 转矩 T(Nm) 传动比 i 效率 电动机 960 2.32 22.98 1 0.99

?轴 960
2.30 23.94 4.67 0.97

?轴 205.57
2.23 103.60 3.57 0.97

? ?轴 57.26
2.16 360.25

工作轴 57.26 2.12 353.58 1 0.93

五. 高速级齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由《机械设计》 ,选择小齿轮材料为 40Gr(调质) ,硬度为 280HBS, 大齿轮为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 取 z 2 ? 99 1). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计,即

z1 ? 21,则大齿轮齿数 z2 ? i? z1 ? 21? 4.67 ? 98.07

d1t ? 2.323

KT1 u ? 1 Z E 2 ? ( ) ?d u [? H ]

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

Kt ? 1.3



2.计算小齿轮传递的转矩

T1 ?

9.55?106 P? ? 2.381?104 N ? mm n?
? d ? 1。

3.按软齿面齿轮非对称安装,由《机械设计》选取齿宽系数

. 4.由《机械设计》表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E ? 189 8 MPa 。
5.由《机械设计》图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

? H lim1 ? 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim2 ? 550MPa 。
6.计算应力循环次数

N1 ? 60n?jLh ? 60? 960?1? 365? 2 ? 8 ?10 ? 3.364?109
N2 ? N1 ? 7.203?108 i??
K HN1 ? 0.90


7.由《机械设计》图 6.6 取接触疲劳寿命系数 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1
[? H ]1 ? K HN 1 ? H lim1 S

K HN 2 ? 0.95



? 0.90 ? 600MPa ? 540MPa

[? H ]2 ?

K HN 2? H lim 2 ? 0.95 ? 550MPa ? 522.5MPa S

2>.设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径

d1t ,代入 [? H ] 中较小的值。

d1t ? 2.323

KT1 u ? 1 Z E 2 ? ( ) ? 39.563 mm ?d u [? H ]

2.计算圆周速度 v 。

v?
计算齿宽 b
b ? ?d

?d1t n1
60 ? 1000

?

? ? 39.563 ? 960
60 ? 1000

? 1.988 m s

d

1t

? 1? 39.563mm ? 39.563mm

计算齿宽与齿高之比 b/h

模数 齿高

m

t

? d 1t ?

z

1

39.563 mm ? 1.884mm 21

h ? 2.25mt ? 2.25?1.884mm ? 4.24mm
b 39.563 ? ? 9.331 h 4.24

3.计算载荷系数 K 查表 10-2 得使用系数 K A =1.0;根据 v ? 1.988m s 、由图 10-8 得动载系数

?1 KV ? 1.10 直齿轮 K ?? ? K F? ? 1 ; 由表 10-2 查的使用系数 K A

查表 10-4 用插值法得 7 级精度查《机械设计》 ,小齿轮相对支承非对称布臵

K

??

? 1.417

由 b/h=9.331

K

??

? 1.417

由 图 10-13 得

K

F?

? 1.34

故 载 荷系 数

K ? K A KV K ?? K ?? ? 1?1.10 ?1?1.417 ? 1.559
4.校正分度圆直径 d1 由《机械设计》

d1 ? d1t 3 k / K t ? 39 .563 ? 3 1.559 / 1.3mm ? 43 .325 mm

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m

m1 ? d1 / z1 ? 43.325/ 21 ? 2.063mm
2.按齿根弯曲强度设计,公式为

m1 ?

3

2 KT1 ? YFaYSa ? ? dz12 ? ?? F ? ?

? ? ? ?

1>.确定公式内的各参数值 1.由 《机械设计》 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? F lim1 ? 580MPa ; 图 大齿轮的弯曲强度极限 ? F lim2 ? 380MPa ; 2.由《机械设计》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 3.计算弯曲疲劳许用应力; 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,应力修正系数

K FN1 ? 0.88



K FN 2 ? 0.92

YST ? 2.0

,得

[? F ]1 ? [? F ]2 ?

K FN1YST ? FE1 ? 500? 0.88 / 1.4 ? 314.29MPa S K FN 2YST ? FE 2 ? 380? 0.92 / 1.4 ? 247.71MPa S

4.计算载荷系数 K

K ? K A KV K F? K F ? ? 1?1.10 ?1?1.34 ? 1.474
5.查取齿形系数 YFa1 、 YFa2 和应力修正系数 YSa1 、 YSa 2 由《机械设计》表查得

YFa1 ? 2.76 ; YFa2 ? 2.18 ; YSa1 ? 1.56 ; YSa 2 ? 1.79

YFaYSa [? F ] 并加以比较; 6.计算大、小齿轮的 YFa1YSa1 ? 0.013699 [? F ]1 YFa2YSa 2 ? 0.015753 [? F ]2
大齿轮大 7.设计计算

m1 ? 3

2 ?1.747 ? 2.381?104 ? 0.016337mm ? 1.358mm 1? 212
m1 大于由齿根弯曲疲劳

对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的模数

强度计算的模数,由于齿轮模数 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的模数 1.358 并就进圆整为标准值 强度算得的分度圆直径 d1 =43.668mm,算出小齿轮齿数

m1

=2mm 接触

z

1

? d1 ? m1

43.325 ? 22 2
取 z 2 ? 103

大齿轮 z 2 ? i? z1 ? 22? 4.67 ? 102.74

这样设计出的齿轮传动,即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。 2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 d1 、 d 2

d1 ? z1m1 ? 22 ? 2 ? 44mm d 2 ? z2 m1 ? 103? 2 ? 206mm
2.计算中心距

a?
3.计算齿轮宽度

d1 ? d 2 ? (44 ? 206 ) / 2 ? 125 mm 2

b ? ?d d1 ? 1? 44 ? 44mm


B2 ? 45mm , B1 ? 50mm 。

3>.轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下: 轴孔直径 d ? 43mm
l ? 45(m m)

轮毂长度 l 与齿宽相等 轮毂直径 D1 ? 178(mm) 板厚度
c ? 14(m m)

轮缘厚度

? 0 ? 10(mm)
D0 ? 130(mm)

腹板中心孔直径 齿轮倒角

腹板孔直径

d 0 ? 20(mm)

取 n ? 2(mm)

齿轮工作图如下图所示

六. 低速级齿轮的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1.按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动,软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用 7 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由《机械设计》 ,选择小齿轮材料为 40Gr(调质) ,硬度为 280HBS, 大齿轮为 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 取 z 4 ? 75

z3 ? 21

,则大齿轮齿数

z4 ? i? z3 ? 21? 3.59 ? 75.39

2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计,即

d 3 t ? 2.323

KT3 u ? 1 Z E 2 ? ( ) ?d u [? H ]

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

Kt ? 1.3 。

2.计算小齿轮传递的转矩

9.55?106 P??? T3 ? ? 10.36?104 N ? mm n???
3.按软齿面齿轮非对称安装,由《机械设计》选取齿宽系数

? d ? 1。

. 4.由《机械设计》表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E ? 189 8 MPa 。
5.由《机械设计》图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

? H lim1 ? 600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim2 ? 550MPa 。
6.计算应力循环次数

N3 ? 60n??jLh ? 60? 205.57 ?1? 365? 2 ? 8 ?10 ? 0.720?109
N4 ? N3 ? 0.2001?108 i?
K HN 3 ? 0.96; K HN 4 ? 0.98 。

7.由《机械设计》图 6.6 取接触疲劳寿命系数 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1

[? H ]3 ? [? H ]4 ?
2>.设计计算

K HN 3? H lim3 ? 0.96 ? 600MPa ? 576MPa S K HN 4? H lim 4 ? 0.98 ? 550MPa ? 539MPa S

1. 试算小齿轮分度圆直径

d 3t

,代入 [? H ] 中较小的值。

d 3 t ? 2.32 3
2.计算圆周速度 v 。

KT3 u ? 1 Z E 2 ? ( ) ? 64 .363 mm ?d u [? H ]

v/ ?
计算齿宽 b
b ? ?d

?d 3t n?
60 ? 1000

?

? ? 64.363 ? 205 .57
60 ? 1000

? 0.692 m s

d

3t

? 1? 64.363mm ? 64.363mm

计算齿宽与齿高之比 b/h

m

d ? 64.363 mm ? 3.065mm 21 z h ? 2.25m ? 2.25 ? 3.065mm ? 6.896mm
t

?

1t 1

t

b 64.363 ? ? 9.33 h 6.896

3.计算载荷系数 K 查表 10-2 得使用系数 K A =1.0;根据 v ? 0.692m s 、由图 10-8
/

得动载系数

?1 KV ? 1.10 直齿轮 K ?? ? K F? ? 1 ; 由表 10-2 查的使用系数 K A

查表 10-4 用插值法得 7 级精度查《机械设计》 ,小齿轮相对支承非对称布臵

K


??

? 1.423

b/h=9.33

K

??

? 1.423

由 图

10-13



K

F?

? 1.35

故 载 荷 系 数

K ? KA KV K ?? K ?? ? 1?1.10 ?1?1.423 ? 1.565
4.校正分度圆直径 d1 由《机械设计》 ,

d 3 ? d 3t 3 k / K t ? 64.363 ? 3 1.565 / 1.3mm ? 70.626 mm

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m

m2 ? d3 / z3 ? 70.626/ 21 ? 3.36mm
2.按齿根弯曲强度设计,公式为

m2 ? 3

2 KT3 ? YFaYSa ? ? 2 ? ? dz3 ? ?? F ? ? ? ?

1>.确定公式内的各参数值 1.由《机械设计》图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? F lim3 ? 580MPa ; 大齿轮的弯曲强度极限 ? F lim4 ? 380MPa ; 2.由《机械设计》图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 3 ? 0.92 , K FN 4 ? 0.94 3.计算弯曲疲劳许用应力; 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,应力修正系数 YST ? 2.0 ,得

[? F ]3 ? [? F ]4 ?
4.计算载荷系数 K

K FN 3YST ? FE 3 ? 500? 0.92 / 1.4 ? 328.57MPa S K FN 4YST ? FE 4 ? 380? 0.94 / 1.4 ? 255.14MPa S

K ? K A KV K F? K F ? ? 1?1.10 ?1?1.35 ? 1.485
5.查取齿形系数 YFa3 、 YFa4 和应力修正系数 YSa 3 、 YSa 4 由《机械设计》表查得

YFa3 ? 2.76 ;YFa4 ? 2.26 ;YSa 3 ? 1.56 ;YSa 4 ? 1.764

YFaYSa [? F ] 并加以比较; 6.计算大、小齿轮的 YFa3YSa 3 ? 0.013104 [? F ]3 YFa4YSa 4 ? 0.015625 [? F ]4
大齿轮大 7.设计计算

m2 ? 3

2 ?1.485 ?10.36 ?104 ? 0.015625mm ? 2.22mm 1? 212
m2
大于由齿根弯曲疲

对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术

劳强度计算的模数, 由于齿轮模数 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的模数 2.22 并就进圆整为标准值 m2 =2.5mm 接 触强度算得的分度圆直径 d3 =70.626mm,算出小齿轮齿数

z

3

?

d3 70.623 ? ? 28 m2 2.5

大齿轮

z4 ? i? z3 ? 28? 3.59 ? 100.52 取 z 2 ? 100

这样设计出的齿轮传动,即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。 2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 d1 、 d 2

d3 ? z3m2 ? 28? 2.5 ? 70mm
d 4 ? z4 m2 ? 100? 2.5 ? 250mm
2.计算中心距

a/ ?
3.计算齿轮宽度

d3 ? d 4 ? (70 ? 250 ) / 2 ? 160 mm 2

b ? ? d d3 ? 1? 70 ? 70mm


B2 ? 70mm , B1 ? 75mm 。

3>.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下: 轴孔直径 d ? 48mm 轮毂长度 l 与齿宽相等 轮毂直径 D1 ? 1.6d ? 1.6 ? 48 ? 76.8(mm) 轮缘厚度 轮毂长度 l 与齿宽相等
l ? 70(m m)

取 D1 ? 76(mm) 腹板厚度
c ? 22(m m)

? 0 ? 10(mm)

腹板中心孔直径 D0 ? 154(mm) 齿轮倒角 取 n ? 2(mm)

腹板孔直径 d 0 ? 24(mm)

齿轮工作图如下图所示

七.齿轮传动参数表
名称 中心距 传动比 模数 压力角 符 号 a i m α 单位 mm mm ? 高速级 小齿轮 125 4.67 2 20 大齿轮 低速级 小齿轮 160 3.59 2.5 20 大齿轮

齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 旋向 材料 热处理状态 齿面硬度

Z d da df b

mm mm mm mm

HBS

222 44 48 39 50 左旋 40Cr 调质 280

103 206 210 201 45 右旋 45 调质 240

28 670 75 63.75 75 右旋 40Cr 调质 280

100 250 255 243.75 70 左旋 45 调质 240

八.轴的结构设计
1.初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢,热处理为正火回火。 <取 C=110,[г]=30~40>

d1 ? C 3
1轴

P? ? 14.72mm n?

,考虑到联轴器、键槽的影响,取 d1=30

d2 ? C 3
2轴

P? ? 24.31mm n?

错误!未找到引用源。 ,取 d2=35

3 轴 错误!未找到引用源。,取 d3=38 2.初选轴承 1 轴选轴承为 30207 2 轴选轴承为 30207 3 轴选轴承为 30208 各轴承参数见下表: 轴承代号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm d D B da Da

基本额定/kN 动载荷 Cr

30207 35 72 17 42 62 54.2 30208 40 80 18 47 69 63.0 3.确定轴上零件的位臵和固定方式 1 轴:由于高速轴齿根圆直径与轴径接近,将高速轴取为齿轮轴,使用圆锥滚子 轴承承载,一轴端连接电动机,采用弹性柱销联轴器。 2 轴:高速级采用实心齿轮,采用上端用套筒固定,下端用轴肩固定,低速级用 自由锻造齿轮,自由锻造齿轮上端用轴肩固定,下端用套筒固定,使用圆锥滚子 轴承承载。 3 轴:采用自由锻造齿轮,齿轮上端用套筒固定,下端用轴肩固定,使用圆锥滚 子轴承承载,下端连接运输带,采用凸缘联轴器连接。 4.各轴段长度和直径数据见下图

静载荷 Cor 63.5 74.0

九.轴的校核计算
1. 1 1 轴强度校核 1). 高速轴的强度校核

由前面选定轴的材料为 45 钢,调制处理,由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 2).

? b =735Mpa

? b .计算齿轮上受力(受力如图所示)

切向力

Fte ?

2T1 2 ? 23.94 ? 103 ? ? 1088N d1 44

径向力 Fre ? Fte ? tan20? ? 1088? 0.364 ? 396N 3).计算弯矩 水平面内的弯矩:
M y max ? Fre ab 396 ?134 ? 47 ? ? 13779.05 N .mm l 181

垂直面内的弯矩: F ab 1088 ?134 ? 47 M z max ? te ? ? 37857.59 N .mm l 181 故
2 M ? M y ? M z2 ? 13779.052 ? 37857.592 ? 40287.21N .mm

取 ? =0.6, 计算轴上最大应力值:

? max ?

M 2 ? ??T1 ? W

2

?

40278.212 ? ? 0.6 ? 23.94 ?103 ? 0.1? 383

2

? 77.93MPa ? ? b ? 735MPa
弯矩图如下:

故高速轴安全,合格。

2

1). 低速轴的强度校核

由前面选定轴的材料为 45 钢,调制处理,由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 ? b =735Mpa 2).

? b .计算齿轮上受力(受力如图所示)

F ' te ?
切向力 径向力 F
' re

2T3 2 ? 360.25? 103 ? ? 2882N d4 250

? F ' te ? tan20? ? 2882? 0.364 ? 1049N

3).计算弯矩 水平面内的弯矩:
M ' y max ? F 're a ' b' 1049 ? 67 ?119.5 ? ? 45033.88 N .mm l' 186.5

垂直面内的弯矩:
M ' z max ? F 'te a 'b' 2882 ? 67 ?119.5 ? ? 123725.11N .mm l' 186.5



M ' ? M '2 ? M '2 ? 45033.882 ? 123725.112 ? 131666.07 N .mm y z

取 ? =0.6, 计算轴上最大应力值:

? max ?

M '2 ? ??T3 ? W'

2

?

131666.072 ? ? 0.6 ? 360.25 ?103 ? 0.1? 483

2

? 22.89MPa ? ? b ? 735MPa
弯矩图如下:

故低速轴安全,合格。

中间轴的校核,具体方法同上,步骤略,校核结果合格。

十.滚动轴承的选择及寿命校核
考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用的是单列深沟球轴承 轴Ⅰ30207 两个,轴Ⅱ30207 两个,轴Ⅲ选用 30208 两个 (GB/T297-1994) 寿命计算: 轴Ⅰ 1.查机械设计课程设计表 8-159,得深沟球轴承 30207

Cr ? 54.2kN
2.查《机械设计》得

C0r ? 63.5kN

X=1,

Y=0

3.计算轴承反力及当量动载荷:
Fr1H ? Fr 2 H ? Ft e ? 544 N 2 Fre ? 198 N 2

在水平面内轴承所受得载荷

在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷

Fr1V ? Fr 2V ?

Fr ? Fr1 ? Fr 2 ? Fr2 H ? Fr2V ? 5442 ? 1982 ? 578.91N 1 1

由于基本只受轴向载荷,所以当量动载荷:

P ? f p ? XFr ? YFa ? ? 1.2 ? ?1? 578.91? 0? ? 694.76N
4.已知预期得寿命 10 年,两班制

L10h ? 2 ? 8 ?10? 365 ? 58400 h
基本额定动载荷

Cr ? P ? 3

60nLh 60 ? 960 ? 58400 ? 694.76 ? 3 ? 10.41kN ? Cr ? 54.2kN 6 10 106

所以轴承 30207 安全,合格 轴Ⅲ 1.查机械设计课程设计表 8-159,得深沟球轴承 30208

Cr ? 63.0kN

C0r ? 74.0kN

2.查《机械设计》得 X=1, Y=0

3.计算轴承反力及当量动载荷:
F ' r 1H ? F ' r 2 H ? F 'r1V ? F 'r 2V ? F 't e ? 1441N 2 F 're ? 524.5 N 2

在水平面内轴承所受得载荷

在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷
F ' r ? F ' r1 ? F
r2

? F '21H ? F '21V ? 14412 ? 524.52 ? 1533.49 N r r

由于基本只受轴向载荷,所以当量动载荷:
P ' ? f p ? XF 'r ? YF 'a ? ? 1.2 ? ?1?1533.49 ? 0 ? ? 1840.19 N

4.已知预期得寿命 10 年,两班制

L10h ? 2 ? 8 ?10? 365 ? 58400 h
基本额定动载荷

Cr ? P' ? 3

60nLh 60 ? 57.26 ? 58400 ? 1840.19 ? 3 ? 26.07kN ? Cr ? 63.0kN 6 10 106

所以轴承 30208 安全,合格。 中间轴上轴承得校核, 具体方法同上, 步骤略, 校核结果轴承 30207 安全, 合格。

十一.键联接选择及校核
1.键类型的选择
选择 45 号钢,其许用挤压应力[ ?p ] =150 Mpa 1轴

左端连接弹性联轴器,键槽部分的轴径为 32mm,轴段长 56mm, 所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=8mm,h=7mm,L=45mm 2轴 轴段长为 73mm,轴径为 43mm,所以选择平头普通平键(A 型) 键 b=12mm,h=8mm,L=63mm 轴段长为 43mm,轴径为 43mm,所以选择平头普通平键(A 型)

键 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3轴 轴段长为 68mm,轴径为 48mm,所以选择圆头普通平键(A 型) 键 b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端连接凸缘联轴器,键槽部分的轴径为 38mm,轴段长 78mm, 所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.键类型的校核 1轴

T=23.94N.m ,

?p ?

2T 2 ? 23.94 ?103 ? ? 11.6Mpa ? ?? p ? ? ? d ?l ? k 32 ? 37 ? 3.5

则强度足够, 合格 2轴
2T 2 ?103.60 ?103 ?p ? ? ? 36.5Mpa ? ?? p ? ? ? d ?l ? k 43 ? 33 ? 4 T=103.60N.m ,

则强度足够, 合格 3轴

T=360.25N.m ,

?p ?

2T 2 ? 360.25 ?103 ? ? 80.3Mpa ? ?? p ? ? ? d ?l ? k 38 ? 59 ? 4

则强度足够, 合格,均在许用范围内。

十二.联轴器的选择
由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,选用 弹性套柱销联轴器 1.减速器进口端

T1 ? 1250 N ? m) (
选用 TX3 型(GB/T 5014-2003)弹性套柱销联轴器,采用 Z 型轴孔,A 型键,轴 孔直径 d=22~30mm,选 d=30mm,轴孔长度 为 L=45mm 2.减速器的出口端

T4 ? 400( N ? m)
选用 GY5 型(GB/T 5843-2003)弹性套柱销联轴器,采用 Y 型轴孔,C 型键,轴 孔直径 d=50~71mm,选 d=50mm,轴孔长度 为 L=60mm

十三.减速器附件的选择
1.箱体设计 名称 箱体壁厚 箱盖壁厚 凸缘厚度 箱座 箱盖 底座 箱座肋厚 地脚螺钉 数目 轴承旁联接螺栓直径 d1 n 4 M12 M12 160 8 6 9.6 22 16 26 24 53 C1+ C2+(5~10) 0.75 df (0.5-0.6)df 150~200 (0.4-0.5)df (0.3-0.4)df (0.7-0.8)d2 C1>=C1min C2>=C2min 符号 δ δ1 b b1 b2 m 型号 df 参数 10 8 15 12 25 8 M16 设计原则 0.025a+3 >=8 0.02a+3 >=8 1.5δ 1.5δ1 2.5δ 0.85δ 0.036a+12

箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 连接螺栓的间距 轴承盖螺钉直径 观察孔盖螺钉 定位销直径 d1,d2 至外箱壁距离 d2 至凸缘边缘距离 df 至外箱壁距离 df 至凸缘边缘距离 l d3 d4 d C1 C2 C3 C4

箱体外壁至轴承盖座端面的距 l1 离

轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离

D2 S

101 115

101 1 40

106 139

注释:a 取低速级中心距,a=160mm 2.附件 为了保证减速器的正常工作,除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外,还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。

名称

规 格 或 作用 参数

窥视孔 视孔盖

130 100

× 为检查传动零件的啮合情况,并向箱内注入润滑油,应在 箱体的适当位臵设臵检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时,检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。材料为 Q235

通气器

通 气 螺 减速器工作时,箱体内温度升高,气体膨胀,压力增大, 塞 M10×1 为使箱内热胀空气能自由排出,以保持箱内外压力平衡, 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏,通 常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235

轴承盖

凸 缘 式 固定轴系部件的轴向位臵并承受轴向载荷,轴承座孔两端 轴承盖 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用

六 角 螺 的是凸缘式轴承盖,利用六角螺栓固定在箱体上,外伸轴 栓(M8) 处的轴承盖是通孔,其中装有密封装臵。材料为 HT200 定位销 M9×38 为保证每次拆装箱盖时,仍保持轴承座孔制造加工时的精 度,应在精加工轴承孔前,在箱盖与箱座的联接凸缘上配 装定位销。中采用的两个定位圆锥销,安臵在箱体纵向两 侧联接凸缘上,对称箱体应呈对称布臵,以免错装。材料 为 45 号钢 油 面 指 油 标 尺 检查减速器内油池油面的高度,经常保持油池内有适量的

示器

M16

油,一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位,装设油面 指示器,采用 2 型

油塞

M20 1.5

× 换油时,排放污油和清洗剂,应在箱座底部,油池的最低 位臵处开设放油孔,平时用螺塞将放油孔堵住,油塞和箱 体接合面间应加防漏用的垫圈(耐油橡胶) 。材料为 Q235

起 盖 螺 M12× 钉 42

为加强密封效果,通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻 璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为 此常在箱盖联接凸缘的适当位臵,加工出 1 个螺孔,旋入 启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将 上箱盖顶起。

起 吊 装 吊耳 臵

为了便于搬运,在箱体设臵起吊装臵,采用箱座吊耳,孔 径 18。

十四.减速器润滑方式、密封形式
1.润滑 本设计采用油润滑,润滑方式为飞溅润滑,并通过适当的油沟来把油引入各个轴 承中。 1).齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为 30~50 ㎜。 取为 60 ㎜。 2).滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3).润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装臵用于小型设备,选用 L-AN15 润滑油。 2.密封形式 用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封,型号根据轴段选取。

十五.设计小结
此次减速器,经过大半学期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了. 这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改,这都 暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足, 令我非常苦恼.后来在老师 的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的 知识有了更进一步的了解. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的. 不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad 软件 有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决 问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验, 没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉 得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知 识都系统地联系起来,综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工 作,也希望学院能多一些这种课程。

十六.参考文献
《机械设计手册》 机械设计》 机械设计课程设计》 工程材料及其成形基础》 、 《 、 《 、 《 、 《理论力学》 。


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