V帶——單級圓柱減速器設計【說明書+CAD】
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機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定. . .2二、原始數(shù)據(jù).2三、確定電動機的型號. .2四、確定傳動裝置得總傳動比及分配. .3五、傳動零件設計計算. .41、V帶. .42、齒輪.63、減速箱箱體. .114、軸及滾動軸承設計計算. .12六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核. . .16七、滾動軸承設計選擇和計算. . .17八、減速器密封和潤滑的設計. . 18九、聯(lián)軸器的設計計算. 18設計題目:V帶單級圓柱減速器設計者:xxx 學 號:200xxxxxx106指導教師:xxx 2010年7月12日帶式運輸機一級齒輪減速器設計一、帶式運輸機傳動圖如下:二、原始數(shù)據(jù)1輸送帶工作拉力:F=2300N ; 2輸送帶工作速度:V=1.5m/s ; 3滾筒直徑:D=450mm ;4滾筒效率:(不包含軸承);5采用斜齒圓柱齒輪傳動;6允許輸送帶速度誤差為5%;7工作情況:兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷性質(zhì)為輕微沖擊;8使用折舊期10年;9動力來源:電力,三相交流,電壓380V;10制造條件及生產(chǎn)批量:一般機械廠制造,小批量生產(chǎn)。三、確定電動機的型號(1) 選擇電動機類型: 選用Y系列三相異步電動機(2) 選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率: P=FV/1000=23001.5/1000=3.45KW傳動裝置的總效率:, 分別是:V帶傳動,齒輪傳動(閉式,精度等級為7),滾動軸承(圓錐滾子軸承一對),聯(lián)軸器(彈性聯(lián)軸器),滾筒軸承效率,運輸帶的效率。查課程設計表2-3,?。?所以:電動機所需功率:Pd=KPw/=13.45/0.8588=4.017kW 式中,取載荷系數(shù) 1電動機的額定功率(3)選擇電動機的轉(zhuǎn)速滾筒的轉(zhuǎn)速: n筒=601000V/D=6010001.50/450r/min=63.7r/min電動機的合理同步轉(zhuǎn)速: 取V帶傳動比范圍(表2-2)24;單級齒輪減速器傳動比36.則總傳動比合理時范圍為=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=(624)63.7r/min=382.21528.7r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關手冊查出有三種適用的電動機型號:因此有三種傳動比方案:如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,選n=1500r/min確定電動機型號:根據(jù)以上選用的電動機類型,所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速,選定電動機型號為Y132S-4。查表16-1得 電動機得型號和主要數(shù)據(jù)如下(同步轉(zhuǎn)速符合)電動機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)堵載轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S-44 1500 14402.2 2.3四、確定傳動裝置總傳動比及分配 傳動裝置總傳動比 : i =nm/n=1440/63.7=22.61分配各級傳動比初取齒輪(1)計算各軸的輸入功率電動機軸: P=Pd=4kW軸(減速器高速軸軸(減速器低速軸)(2) 計算各軸得轉(zhuǎn)速電動機軸 nI =nm=1440 r/min軸 軸 (3)計算各軸得轉(zhuǎn)矩電動機軸軸 軸 上述數(shù)據(jù)制表如下:參數(shù)軸名輸入功率 ()轉(zhuǎn)速()輸入轉(zhuǎn)矩()傳動比 效率電動機軸4144026.533.90.96軸(減速器高速軸)3.8436999.385.90.99軸(減速器低速軸)3.7363565.42五、傳動零件得設計計算1. 普通V帶傳動得設計計算 確定計算功率則: ,式中工作情況系數(shù)取1.2 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉(zhuǎn)速,查機械設計基礎圖10-10,選擇A型V帶。 確定帶輪的基準直徑取小帶輪直徑,大帶輪的直徑根據(jù)國標:GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 驗證帶速 ,在之間。故帶的速度合適。確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為:,取V帶的基準長度:查機械設計基礎表10-2,選取帶的基準直徑長度 實際中心距: 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。 計算V帶的根數(shù)z 由,查機械設計基礎表10-5,得,由,查表10-6,得,查表10-7,得,查表10-2,得, 取根。 計算V帶的合適初拉力 查機械設計基礎表10-1,取得 計算作用在軸上的載荷 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 (單位)mm 帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距99輪緣厚66外徑內(nèi)徑 30 30帶輪寬度帶輪結(jié)構(gòu) 實心式 輪輻式 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造,其允許的最大圓周速度為25m/s.2.齒輪傳動設計計算(1)擇齒輪類型,材料,精度,及參數(shù) 選用斜齒圓柱齒輪傳動(外嚙合) 選擇齒輪材料;小齒輪材料都取為45號鋼,調(diào)質(zhì), (考慮到齒輪使用壽命較長 (GB699-1988);大齒輪材料取為:ZG310-570,調(diào)質(zhì), 選取齒輪為7級的精度(GB 100951998) 初選螺旋角 選小齒輪的齒數(shù);大齒輪的齒數(shù)(2)按齒面接觸疲勞強度設計1選初選載荷系數(shù)Kt=1.6 2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩3 選取齒寬系數(shù) 4有表106查得材料的彈性影響系數(shù),由圖1030選取區(qū)域系數(shù)。5按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:大齒輪的接觸疲勞強度極限6 計算應力循環(huán)次數(shù) 7 接觸疲勞壽命系數(shù) 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1.則 9 計算小齒輪分度圓直徑 查表的 =55.43mm10 計算圓周速度11 計算齒寬b及模數(shù) 12 計算重合度13 計算載荷系數(shù)k 已知使用系數(shù),根據(jù)v=1.1m/s,7級精度,查得動載系數(shù)=1.07;=1.42,=1.32,。14 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑15 計算模數(shù)(3)按齒根彎曲強度設計 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限;彎曲疲勞壽命系數(shù) 2 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4, 3計算載荷系數(shù) 4 根據(jù)縱向重合度=1.348,查得螺旋角影響系數(shù) 5 計算當量齒數(shù) 6 查取齒形系數(shù) 7 查取應力校正系數(shù) 8 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大9 設計計算: 對比計算結(jié)果,由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取=2.5,以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=58.28來計算應有的齒數(shù)。于是由 取,則,?。?)幾何尺寸計算 1 計算中心距 圓整后后中心距為205mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不多,故參數(shù)、等不必修正。 3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 4 計算齒輪寬度 mm 圓整后取 齒輪傳動的幾何尺寸,制表如下:(詳細見零件圖)名稱 代號計算公式結(jié)果小齒輪大齒輪中心距 205mm傳動比5.9法面模數(shù)設計和校核得出2.5端面模數(shù) 2.58法面壓力角略螺旋角一般為 全齒高 4.5mm齒數(shù)Z 略 23136分度圓直徑 查表7-659.3mm350.9mm齒頂圓直徑略63.3mm354.9mm齒根圓直徑 df查表7-654.3mm345.9mm齒輪寬b查表7-665mm60mm螺旋角方向 查表7-6左旋右旋3、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計: 查機械設計課程設計手冊表11-1及結(jié)果列于下表:名稱符號尺寸大小結(jié)果(mm)機座壁厚一級 二級 8機蓋壁厚一級 二級 8機座凸圓厚度 12機蓋凸圓厚度 12機座底凸圓厚度 20地腳螺釘直徑0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑15機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距150200150軸承端蓋螺釘直徑 10窺視孔蓋螺釘直徑 8定位銷直徑 8至外箱壁距離略至凸緣邊緣距離略軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 略外箱壁至軸承座端面距離鑄造過度尺寸略大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間距10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10箱蓋、箱座肋厚6.8,6.8軸承端蓋外徑軸承旁聯(lián)接螺栓距離4、軸的設計計算1、輸入軸的設計求作用在齒輪上的力:因已知小齒輪的分度圓直徑為:而(1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑選用45號鋼調(diào)質(zhì),硬度217255HBS軸的輸入功率為,轉(zhuǎn)速為r/min取A=112,于是得:(2)確定軸各段直徑和長度 1從大帶輪開始右起第一段,由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接,則軸應該增加5%,取D1=30mm,又帶輪的寬度 。則第一段長度取2右起第二段直徑取D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度,取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm,則取第二段的長度L2=70mm3右起第三段,該段裝有滾動軸承,選用深溝球軸承,則軸承有徑向力,而軸向力為零,選用6208型軸承,其尺寸為dDB=408018,那么該段的直徑為D3=40mm,長度為L3=18mm4右起第四段,為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑,取D4=48mm,長度取L4= 10mm5右起第五段,該段為齒輪軸段,由于齒輪的齒頂圓直徑為63.3mm,分度圓直徑為59.3mm,齒輪的寬度為65mm,則,此段的直徑為D5=44mm,長度為L5=63mm6右起第六段,為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑,取D6=48mm長度取L6= 10mm7右起第七段,該段為滾動軸承安裝出處,取軸徑為D7=40mm,長度L7=18mm (3)求齒輪上作用力的大小、方向1小齒輪分度圓直徑:d1=59.3mm2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為:T1 =99382Nmm 3求圓周力:Ft 4求徑向力Fr(4)軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置,建立力學模型。水平面的支反力: 垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則Fa=0那么(5)畫彎矩圖 第四段剖面C處的彎矩: 面的彎矩: 面的彎矩: 彎矩: (7)畫轉(zhuǎn)矩圖: T= Ftd1/2=99.39Nm (8)畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn),轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán),=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩: (9)判斷危險截面并驗算強度1右起第四段剖面C處當量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大,所以剖面C為危險截面。已知由設計基礎表13-1有:-1=60Mpa 則:2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小,故該面也為危險截面: 所以確定的尺寸是安全的.2、 輸出軸的設計計算(1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45號鋼調(diào)質(zhì),硬度217255HBS軸的輸入功率為=3.73Kw,轉(zhuǎn)速為=63 r/min據(jù)設計基礎P205(13-2)式,并查表13-2,取d(2)確定軸各段直徑和長度 1從聯(lián)軸器開始右起第一段,由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接,則軸應該增加5%,取45mm,根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩,查標準GB/T 50142003,選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器,半聯(lián)軸器長度為L=84mm,軸段長L1=82mm2右起第二段,考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求,該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm,故取該段長為L2=74mm3 右起第三段,該段裝有滾動軸承,選用深溝球軸承,則軸承有徑向力,而軸向力為零,選用6211型軸承,其尺寸為dDB=5510021,那么該段的直徑為55mm,長度為L3=364右起第四段,該段裝有齒輪,并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接,直徑要增加5%,大齒輪的分度圓直徑為350.9mm,則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm,為了保證定位的可靠性,取軸段長度為L4=58mm5右起第五段,考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩,取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度為L5=10mm6右起第六段,考慮定位軸肩,取軸肩直徑為D6=61mm,長度為L6=5mm.7右起第七段,該段為滾動軸承安裝出處,取軸徑為D7=55mm,長度L7=21mm(3)求齒輪上作用力的大小、方向 1大齒輪分度圓直徑: =350.9mm2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為: T2 =5.65105Nmm 3求圓周力:FtFt=2T2/d2=25.65105/350.9=3220.29N 4求徑向力FrFr=Fttan=3220.29N=813.66N (4)軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置,建立力學模型。 水平面的支反力:垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則Fa=0那么(5)畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩: 水平面的彎矩:垂直面的彎矩: 合成彎矩: (6)畫轉(zhuǎn)矩圖: T= Ftd2/21000=565 Nm (7)畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn),轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán),=0.6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩: (8)判斷危險截面并驗算強度1右起第四段剖面C處當量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大,所以剖面C為危險截面。已知 ,由設計基礎表13-1有:-1=60Mpa 則:2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小,故該面也為危險截面:所以確定的尺寸是安全的 。六、鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm,L1=65mm,查手冊得選用C型平鍵,得:A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm,=26.53Nm ,h=7mm。根據(jù)p =4 T/(dhL)式得p =4 T/(dhL)=426.531000/(30757) =8.87Mpa R (110Mpa)2輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm L2=63mm =99.38Nm,查手冊P53選A型平鍵,得B鍵128 GB1096-79。L=L2-b=63-12=51mm,h=8mm。 p =4 /(dhl)=499.381000/(44851) = 22.143Mpa p (110Mpa)3輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接,軸徑d3=60mm,L3=58mm,=565.42Nm。查手冊P53選用A型平鍵,得B鍵1811 GB1096-79 ,L=L3-b=60-18=42mm, h=11mm得p =4/(dhl)=4565.421000/(601142)=81.59Mpa p (110Mpa) 4輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接,d4 =45mm,L4=82mm,=565.42Nm。查手冊P53選用A型平鍵,得B鍵128,128 GB1096-79 ,L=L4-b=82-12=70mm,h=8mm. p =4 /(dhl)=4565.421000/(45870) = 89.749Mpa p (110Mpa)七、滾動軸承設計根據(jù)條件:軸承預計壽命1036082=57600小時1.輸入軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用,所以P=Fr=1258N(2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承=3 (3)選擇軸承型號查設計手冊表6-1,選擇6208軸承 Cr=29.5KN由式11-3有 預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用,所以P=Fr=813.66N(2)求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承=3 (3)選擇軸承型號查設計基礎表11-5,選擇6211軸承 Cr=43.2KN由設計基礎式11-3有 預期壽命足夠此軸承合格八、密封和潤滑的設計1密封由于選用的電動機為低速,常溫,常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙,達到密封的目的。毛氈具有天然彈性,呈松孔海綿狀,可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時,毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1)對于齒輪來說,由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑,因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油,用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣,齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器,浸油深度為一個齒全高,這樣就可以決定所需油量,單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。(2)對于滾動軸承來說,由于傳動件的速度不高,且難以經(jīng)常供油,所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單,不宜流失,同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。九、聯(lián)軸器的設計(1)類型選擇 由于兩軸相對位移很小,運轉(zhuǎn)平穩(wěn),且結(jié)構(gòu)簡單,對緩沖要求不高,故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 (2)載荷計算計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm,其中KA為工況系數(shù),由設計基礎表14-1得KA=1.3(3)型號選擇根據(jù)TC,軸徑d,軸的轉(zhuǎn)速n, 查標準GB/T 50142003,選用LX2型彈性柱銷聯(lián),其額定轉(zhuǎn)矩T=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=6300r/min ,故符合要求。19
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