二級同軸減速器課程設計

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二級同軸減速器課程設計簡介
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二級同軸減速器課程設計正文
    

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二級同軸減速器課程設計

內容簡介:

目錄設計任務書…………1傳動方案的擬定及說明……2電動機的選擇……………3計算傳動裝置的運動和動力參數………4傳動件的設計計算………5軸的設計計算……………6滾動軸承的選擇及計算………7鍵聯接的選擇及校核計算………8連軸器的選擇……9減速器附件的選擇………10潤滑與密封………設計小結………參考資料目錄……………機械設計課程設計任務書設計題目:帶式運輸機的傳動裝置的設計一帶式運輸機的工作原理帶式運輸機的傳動示意圖如圖1、電動機2、帶傳動3、齒輪減速4、軸承5、聯軸器、6、鼓輪7、運輸帶二工作情況:已知條件1 工作條件:兩班制,連續單向運轉,載荷較平穩,室內工作,有灰塵,環境最高溫度35℃;2 使用折舊期;8年;3 檢修間隔期:四年一次大修,兩年一次中修,半年一次小修;4 動力來源:電力,三相交流電,電壓380/220V;5 運輸帶速度容許誤差:±5%;6 製造條件及生產批量:一般機械廠製造,小批量生產。三原始數據 題號參數 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10運輸帶工作拉力(A)F/KN 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500 4800運輸帶工作速度(B)v/(m/s) 1.1 1.15 1.2 1.25 1.3 1.35 1.4 1.45 1.5 1.5捲筒直徑(C)D/mm 200 250 310 410 230 340 350 400 420 500註:運輸帶與捲筒之間捲筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮四傳動方案(D)編號 方案 編號 方案1 帶——單級斜齒輪圓柱齒輪減速器2 二級同軸式圓柱齒輪減速器3 圓錐圓柱齒輪減速器4二級展開式圓柱齒輪減速器5單級蝸桿減速器 五設計內容1. 電動機的選擇與運動參數計算;2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核;6. 裝配圖、零件圖的繪製7. 設計計算說明書的編寫六 設計任務1. 減速器總裝配圖一張2. 齒輪、軸零件圖各一張3. 設計說明書一份七 設計進度1、 第一階段:總體計算和傳動件參數計算2、 第二階段:軸與軸系零件的設計3、 第三階段:軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪製4、 第四階段:裝配圖、零件圖的繪製及計算說明書的編寫八評分細則1、設計任務說明書. 40分2、圖紙質量 40分3、進度檢查表(每天進行一次進度檢查) 20分

 

一 傳動方案的擬定及分析我的題號為A6B6C1D3A6----運輸帶工作拉力F=2800NB6----運輸帶工作速度V=1.35m/sC6----捲筒直徑D=340mmB----二級圓同軸式柱齒輪減速器 由題目所給的傳動方案,本設計為同軸式二級圓柱齒輪減速器,同軸齒輪減速器是常用減速器之一:減速器同軸輸出,閉式傳動,能有效減少灰塵帶來的影響,減速器橫向尺寸較小,兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結構較複雜,軸向尺寸大,中間軸較長、剛度差,中間軸承潤滑較困難。1—電動機;2—聯軸器;3—齒輪減速器;4—帶式運輸機;5—鼓輪;6—聯軸器二 電動機的選擇1.電動機類型和結構的選擇
根據環境條件要求,電力,三相交流電,電壓380/220V。所以採用Y系列三相非同步電動機。2.電動機容量的選擇1)工作機所需功率Pw其中=0.96 (見機械設計課程設計手冊P9,以下簡稱課設)2)3)電動機的輸出功率Pd=Pw/ηη==0.9183.電動機轉速的選擇nd=(i1’·i2’…in’)nw初選為同步轉速為1000r/min的電動機4.電動機型號的確定由表20-1查出電動機型號為Y132S-4,其額定功率為5.5kW,滿載轉速1440r/min。基本符合題目所需的要求。三、計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1.計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為:i=nm/nwnw=75.87i=18.972.合理分配各級傳動比由於減速箱是同軸式布置,所以i1=i2。因為i=18.97,取i=4.36,i1=i2=4.36速度偏差為<5%,所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩

項目 電動機軸 高速軸I 中間軸II 低速軸III 轉速(r/min) 960 960 269.67 75.75 功率(kW) 5.5 5.25 5.15 5.05 轉矩(N·m) 34.85 148.9 636.5

 

四 齒輪傳動設計計算
對於同軸減速器設計,只需設計第二級齒輪傳動1.選精度等級、材料及齒數1)材料及熱處理;選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。2)精度等級選用7級精度;3)試選小齒輪齒數z1=24,大齒輪齒數z2=104.64的;4)初選β=14。2.按齒面接觸強度設計按式試算,即dt≥1)確定公式內的各計算數值(1)試選Kt=1.6(2)由圖10-30選取區域係數ZH=2.433(3)由表10-7選取尺寬係數φd=1(4)由圖10-26查得εα1=0.79,εα2=0.87,則εα=εα1+εα2=1.66(5)由表10-6查得材料的彈性影響係數ZE=189.8Mpa(6)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa;大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2=550MPa;(7)由式10-13計算應力循環次數N1=60n1jLh=7.6×10e9 N2=N1/i=1.75×10e9(8)由圖10-19查得接觸疲勞壽命係數KHN1=0.91;KHN2=0.95(9)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全係數S=1.2,由式(10-12)得 [σH]1=540MPa [σH]2=522.5MPa2.4332)計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t≥=65.08(2) 計算圓周速度v==1.12m/s(3) 計算齒寬b及模數mntb=φdd1t=1×65.08mm=65.08mmmt=2.63h=2.25mnt=2.25×2.63mm=5.92mmb/h=10.99(4)計算載荷係數K已知載荷平穩,所以取KA=1.1根據v=0.0.996m/s,7級精度,由圖10—8查得動載係數KV=1.1;由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同,故KHβ=1.4由表10—13查得KFβ=1.42由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故載荷係數 K=KAKVKHαKHβ=2.193(5) 按實際的載荷係數校正所得的分度圓直徑,由式(10—10a)得 d1==mm=72.27mm(6) 計算模數mn mn=2.833.按齒根彎曲強度設計由式(10—17) mn≥1)確定計算參數(1)計算載荷係數K=KAKVKFαKFβ=2.187(2)查取齒型係數由表10-5查得YFa1=2..57;Yfa2=2.16(3)查取應力校正係數由表10-5查得Ysa1=1.58;Ysa2=1.81(4)計算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa(5)計算大、小齒輪的並加以比較=0.013376=0.016368大齒輪的數值大。2)設計計算mn≥=2.09取mn=2.54.幾何尺寸計算1)計算中心距z1=28.05,取z1=29z2=126.44取Z2=127a=199.68a圓整后取200mm按調整后的中心距修正螺旋角14.3615。修正d1=74.84mmd2=325.16mm2)計算齒輪寬度B1=80mm,B2=75mm3)結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm,而又小於500mm,故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。

 

五 軸的設計計算擬定輸入軸齒輪為右旋中間軸:1.初步確定軸的最小直徑d≥=30.28mm2.求作用在齒輪上的受力Ft1==1306.5NFr1=Ft=463NFa1=Fttanβ=321N;Ft2=4580NFr2=1718NFa2=428.43N3.軸的結構設計1)擬定軸上零件的裝配方案i.I-II段軸用於安裝軸承33306,故取直徑為30mm。ii.II-III段軸肩用於固定軸承,查手冊得到直徑為33mm。iii.III-IV段為小齒輪,外徑90mm。iv.IV-V段分隔兩齒輪,直徑為38mm。v.V-VI段安裝大齒輪,直徑為34mm。vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承,直徑為30mm。2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.I-II段軸承寬度為22.75mm,所以長度為22.75mm。2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm,軸承和箱體的間隙4mm,所以長度為16mm。3.III-IV段為小齒輪,長度就等於小齒輪寬度85mm。4.IV-V段用於隔開兩個齒輪,長度為120mm。5.V-VI段用於安裝大齒輪,長度略小於齒輪的寬度,為80mm。6.VI-VIII長度為44mm。4.求軸上的載荷5.精確校核軸的疲勞強度1)判斷危險截面由於截面IV處受的載荷較大,直徑較小,所以判斷為危險截面2)截面IV右側的截面上的轉切應力為由於軸選用40cr,調質處理,所以。a)綜合係數的計算由經直線插入,知道因軸肩而形成的理論應力集中為,軸的材料敏感係數為,故有效應力集中係數為查得尺寸係數為,扭轉尺寸係數為,軸採用磨削加工,表面質量係數為,軸表面未經強化處理,即,則綜合係數值為b)碳鋼係數的確定碳鋼的特性係數取為c)安全係數的計算軸的疲勞安全係數為735故軸的選用安全。
輸入軸:1.初步確定軸的最小直徑2.軸的結構設計1)確定軸上零件的裝配方案3.按彎扭合成應力校核軸的強度W=74569N.mmT=50336N.mm45鋼的強度極限為,又由於軸受的載荷為脈動的,所以

 

輸出軸1.初步確定軸的最小直徑2.軸的結構設計1)軸上零件的裝配方案4.求軸上的載荷Mm=9875N.mmT=659000N.mm6.彎扭校合連軸器的選擇由於彈性聯軸器的諸多優點,所以考慮選用它。二、高速軸用聯軸器的設計計算由於裝置用於運輸機,原動機為電動機,所以工作情況係數為,計算轉矩為所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4(GB4323-84),但由於聯軸器一端與電動機相連,其孔徑受電動機外伸軸徑限制,所以選用TL5(GB4323-84)其主要參數如下:材料HT200公稱轉矩軸孔直徑軸孔長裝配尺寸半聯軸器厚三、第二個聯軸器的設計計算由於裝置用於運輸機,原動機為電動機,所以工作情況係數為,計算轉矩為所以選用彈性柱銷聯軸器TL10(GB4323-84)其主要參數如下:材料HT200公稱轉矩軸孔直徑軸孔長裝配尺寸半聯軸器厚減速器附件的選擇通氣器由於在室內使用,選通氣器(一次過濾),採用M18×1.5油麵指示器選用游標尺M16起吊裝置採用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M16×1.5潤滑與密封

一、 齒輪的潤滑採用浸油潤滑,由於低速級周向速度為,所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑,取為50m。

二、 滾動軸承的潤滑由於軸承周向速度為,所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利,考慮到該裝置用於小型設備,選用L-AN15潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易於調整,採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。設計小結由於水平有限,且是第一次做機械設計,所以這次的設計還存在許多缺點,比如說箱體結構龐大,重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷,我相信,通過這次的實踐,能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作,有能力設計出結構更緊湊,傳動更穩定精確的設備。參考資料目錄[1]《機械設計課程設計》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信遠主編,1995年12月第一版;[2]《機械設計(第七版)》,高等教育出版社,濮良貴,紀名剛主編,2001年7月第七版;[3]《簡明機械設計手冊》,同濟大學出版社,洪鐘德主編,2002年5月第一版;[4]《減速器選用手冊》,化學工業出版社,周明衡主編,2002年6月第一版;[5]《工程機械構造圖冊》,機械工業出版社,劉希平主編[6]《機械製圖(第四版)》,高等教育出版社,劉朝儒,彭福蔭,高治一編,2001年8月第四版;[7]《互換性與技術測量(第四版)》,中國計量出版社,廖念釗,古瑩庵,莫雨松,李碩根,楊興駿編,2001年1月第四版。

 

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