二级圆锥圆柱减速器课程设计464%0.7%280%168
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共41页)
编号：519721
类型：共享资源
大小：1.31MB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-14
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
2.4
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
二级圆锥圆柱减速器课程设计464%0.7%280%168,减速器课程设计
- 内容简介：
-
湖南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机 械 工 程 学院（ 系、部 ） 2007 2008 学年第 一 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导 教师 刘 扬 职称 教 授 学生姓名 黎 国 洪 专业班级 机械工程及自动化 051 学号 0540560122 题 目 链式运输机传动装置设计 成 绩 起止日期 2007 年 12 月 24 日 2008 年 1 月 7 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 一份 2 课程设计说明书 一份 3 课程设计图纸 四张 装配图 1张 4 5 6 nts湖南工业大学 课程设计情况分析表 课程设计名称 设计周数 学院（部） 系（ 教研室 ） 指导教师 学生专业 、班级 选题 （对设计题目符合教学大纲及工作量饱满的程度进行说明） 成绩分布 优 良 中 及格 不及格 学生数 百分比 学生课程设计存在的主要问题 （学生掌握理论知识、设计计算、绘图、说明书撰写、制作技能、学风等方面存在的问题） 改进措施及建议 指导教师（签字）： 年 月 日 系（教研室） 主任（签字）： 年 月 日 备注： 本表在课程设计完成后 由指导教师 填写，与课程设计资料一起存档。 nts 机械设计课程设计 设计说明书 链式运输机传动装置设计 起止日期： 2007 年 12月 24 日 至 2008 年 1 月 7 日 学生姓名 黎 国 洪 班级 机械工程及其自动化 051 学号 0540560122 成绩 指导教师 (签字 ) 机械工程学院（部） 2008年 1 月 6 日 nts目录一、 设计任务(2)二、 传动方案的拟订(3)三、 电动机的选择(4)四、 传动比的计算与分配(4)五、 各轴的转速，功率和扭矩(4)六、 V带的设计计算(5)七、 传动零件的计算和轴系零件的选择(8)八、 轴的计算.(17)九、 轴承的选择与校核(27)十、 键的选择与校核(34)十一、 密封和润滑(35)十二、 小结(36)十三、 参考资料(36)附图 .(37)湖南工业大学课程设计任务书2007-2008学年第一学期机械工程 学院 机械工程及自动化 专业 机工051 班课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 2007年12月24日 至 2008年1月7日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输链牵引力: F=4 KN输 送 速 度 : V=0.7m/s链轮节圆直径: D=280mm工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5%.二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容12.24-12.25传动系统总体设计12.25-12.27传动零件的设计计算；12.28-1.6减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.7交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.指导老师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日计算与说明 主要结果二、传动方案的拟定 1,由于V带的传动工作平稳性好,具有过载保护作用,并具有缓冲吸振能力,所以选用V带传动; 2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮;3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用直齿.传动方案简图如下: 计算与说明重要结果三、设计方案分析 I 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率：传动系得总的效率：1联轴器的效率,取0.992滚动轴承效率,取0.983锥齿轮的(闭式8级精度)传动效率,取0.954圆柱直齿轮的效率,取0.965V带传动效率,取0.97.电机所需的功率为： 由题意知，直齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），选择Y132M1-6 比较合理，额定功率p=4kw,满载转速960/min.四、传动比的计算与分配运输机的转速（r/min）nw=60v(D)=0.760/(3.1426310-3)=47.7总传动比: i=960/47.7=20.12取v带轮传动比i1=3取高速级锥形齿轮传动比 i2=2直齿圆柱齿轮传动比: i3=3.36五、各轴的转速，功率和转速1，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62Pw=2.8kw=0.8242Pd=3.4kwnw=47.7i=20.12i1=3i2=2i3=3.36n1=960n2=320n3=160n4=47.62 计算与说明重要结果2，各轴的输入功率（kw） P1=p52=40.970.98=3.8P2= P132=3.80.950.98=3.54P3= P242=3.540.960.98=3.33P4= P312=3.330.980.99=3.2323，各轴输入扭矩的的计算(NMM) T1=(95503.8/320)103=113.4103 T2=(95503.54/160)103=211.29103 T3=(95503.33/47.62)103=667.82103将以上算得的运动和动力参数列表如下：I轴II轴III轴转速（r/min）32016047.62输入功率P（kw）3.83.543.33输入扭矩T（N.MM）113400211290667820传动比（i）23.36效率（）0.950.96 六、V带传动的设计计算设计V带传动时的已知条件包括：带的工作条件是连续单向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需传递的功率为3KW，小带轮的转速为960r/min，传动比为2.5 。设计步骤：1. 确定计算功率PKP=1.34=5.2KW式中： P计算功率，KWK工作情况系数，见表87；P所需传动的额定功率，KW2. 根据计算功率P和小带轮转速n，从【】图811中选取普通V带的型号为A型。3. 确定带轮的基准直径d并验算带速1) 初选小带轮的基准直径dP1=3.8P2=3.54P3=3.33P4=3.232T1=113.4103T2=211.29103T3=667.82103P=5.2KW 计算与说明 重要结果根据V带的带型，参考【】表86和表88确定小带轮的基准直径d，应使d（d）。所以选d125mm2） 验算带速v根据【】式子（813）计算带的速度。带速不宜过低或过高， 一般应使v（530m/s）。而：v 9601253.14/（601000）6.28m/s3）计算大带轮的基准直径由d=id计算，d250mm4. 确定中心距a，并选择V带的基准长度L根据【】式子（820），初定中心距a500mm由【】式子（822）计算所需的基准长度L2a+（d+ d）+ 1596mm由【】表82选带的基准长度L1600mm按【】式子（823）计算实际中心距 a aa+=500+=252mm中心距的变化范围为207mm297mm。5. 验算小带轮上的包角180-（d d）180125151.35906. 计算带的根数z1） 计算单根V带的额定功率Pd125mmV=6.28m/sd250mma500mmL1596mma=252mm151.35 计算与说明 重要结果 由d125mm和n960r/min，查【】表84a得P1.39KW根据n960r/min。i2和A型带，查【】表84b得P0.11KW查【】表85得K=0.925, 【】表82得K=0.99，于是P（P+P）KK=(1.139+0.11)0.9250.99=1.144KW2） 计算V带的根数zZ4.545取5根.7. 计算单根V带的初拉力的最小值（F）由【】表83得A型带的单位长度质量q0.1kg/m（F）500+qv500+0.16.28180.2N应使带的实际初拉力F（F）。8.计算压轴力F压轴力的最小值为（F）2z（F）sin25180.2sinN 1746NP1.39KWP0.11KWK=0.925K=0.99P=1.144KWZ=5(F)180.2N(F)=1746N 计算与说明 重要结果七、传动零件设计计算和轴系零件的选择：1， 传动零件设计计算。因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。（1） 要求分析1） 使用条件分析对于锥形齿轮主动轮有： 传动功率：p1=3.8kw 主动轮转速：n2=320齿数比：1：2圆周速度：估计v4m/s2） 设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案；包括： 一组基本参数： 主要基本尺寸：等2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力1） 选择齿轮材料，热处理方式：按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用：小齿轮：45钢。调质处理，硬度为230255HBS；大齿轮：45钢。正火处理，硬度为190217HBS。2）确定许用应力 A: 确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查1图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查1图10-20得=450Mpa, =380MpaB: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN N1=60n2jt=6096013810300=41.472108N2=N1/i2=41.472108/2=20.736108查1图1019得kHN1=1,kHN2=1=580Mpa,=550 Mpa=450 Mpa=380 MpaN1=41.472108N2=20.736108 计算与说明 重要结果C：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式 HP1=Hlim1 kHN1/sHmin=5801/1=580MPa HP2=Hlim2kHN2/ sHmin=5501/1=550MPa查1图10-18得kFE1=1 kFE2=1Fp1=Flim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPaFP2=Flim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa（2） 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1） 选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件可选用直齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择直齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性）2） 选择齿轮精度等级按估计的圆周速度和功能条件要求选择8级精度。3） 初选参数初选 4） 初步计算齿轮的主要尺寸因电动驱动，有轻微震动，查1表10-2得。取 则载荷系数K因为为直齿圆锥齿轮，取变位系数X=0。查1表10-6得材料的系数 由式（10-26），可初步计算出齿轮的分度圆直径 m 等主要参数。HP1=580 MPaHP2=550 MPaFp1=273.21MPaFP2=238.85MPa - 计算与说明 重要结果验算圆周速度 与估计值近似，且不超过速度允许值。确定主要传动参数大端模数 mm取模数m=4mm。大端分度圆直径： 取整：b=35mm。5） 验算轮齿弯曲强度条件 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中 查1表10-5 齿形系数 应力修正系数 计算与说明 重要结果齿轮的工作应力：直齿轮圆锥齿轮的设计结果如下：小齿轮大齿轮齿数z2652直径d（mm）104208模数m44锥距R（mm）116.3齿宽b（mm）35直齿圆柱齿轮的设计1)运输机为一般工作机器，速度不高故选用8级精度 2)小齿轮:45号钢.调质处理,齿面硬度取230HBS大齿轮:45号钢.正火处理,齿面硬度取190HBS 1） 选择小齿轮的齿数z20，大齿轮齿数3.362067.2，取=681. 按照齿面接触强度设计z20z=68 计算与说明 重要结果由设计计算公式【】式（109a）进行试算，即d2.32（1） 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数K1.32) 计算小齿轮传递的转矩 =1.373Nm3) 由【】表107选取齿宽系数14) 由【】表106查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa5) 由【】图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限660Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限550Mpa。6) 由【】式1012计算应力循环次数。N=60njL=601601(3830010)=6.912108N=2.06107) 由【】图1019取接触疲劳寿命系数K0.95；K0.978) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由【】式（1012）得 =0.95600Mpa=570Mpa =0.97550Mpa=533.5MpaK1.3T=1.373Nm1Z=189.8Mpa660Mpa550MpaN=6.28108N=1.5710K0.95K0.97=570Mpa=533.5MPa 计算与说明 重要结果（2） 计算1) 试算小齿轮的分度圆直径d，代入中较小的值。d2.3271.535mm2) 计算圆周速度v。V0.6m/s3) 计算齿宽b。 b d171.53571.535mm4) 计算齿宽和齿高之比。模数 m71.535/203.577mm齿高 h2.25 m2.253.5778.04mm 8.095) 计算载荷系数。根据v0.6m/s，8级精度，由【】图108查得动载系数K0.8；直齿轮，KK1；由【】表102查得使用系数K1.0由【】表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对之承非对称布置时K1.411由8.89，K1.411查【】图1013得K1.4；故载荷系数 KKK KK10.811.4111.1288d71.535mmV0.6m/sb71.535mmm3.577mmh=8.04mm8.09K0.8KK1K1.411K1.4K1.1288 计算与说明 重要结果6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【】式1010a得d76.566.mm7) 计算模数。 m3.5mm2. 按照齿根弯曲强度设计由【】式（105）得弯曲强度的设计公式为 m（1） 确定公式内的各计算数值1. 由【】图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限450Mpa；大齿轮的弯曲强度极限380Mpa2. 由【】图1018取弯曲疲劳寿命系数K0.85, K0.88；3. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4，由【】式（1012）得=273.21MPa =238.86MPa4. 计算载荷系数K。 KKK KK10.811.41.125. 查取齿形系数。 由【】图105查得 Y2.65；Y2.2556. 查取应力校正系数。 由【】图105查得 Y1.58；Y1.748d=76.566.mm450Mpa380MpaK0.85K0.88=273.21MPa=238.86MPaK=1.12Y2.65Y2.255Y1.58Y1.748 计算与说明 重要结果7. 计算大、小齿轮的并加以比较。0.015320.0165大齿轮的数值大。（2） 设计计算 m2.534mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲所决定的承载能力，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2.49并就近进行圆整为标准值m2.5，按接触强度算得的分度圆直径d72.286mm，算出小齿轮齿数Z22 大齿轮齿数 z3.362274 。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构比较紧凑，避免浪费。3. 几何尺寸的计算 1) 计算分度圆的直径 dzm223.577mm dzm743.5259mm2) 计算中心距a168mm3) 计算齿轮宽度 bd17777mm取B=77mm， B80mm。=0.01532=0.0165m2.534mmZ=22z=74d77mmd259mma=168mmb=77B=77mmB80mm 计算与说明 主要结果直齿圆柱齿轮的设计结果如下:小齿轮大齿轮齿数Z 22 74直径d(mm) 77 2模数 m 2.5 2.5中心距a(mm) 181.25齿宽b(mm) 75 72.5计算与说明主要结果八、轴的设计低速轴的设计计算1. 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3由前面已经求出 2. 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 圆周力Ft径向力Fr及法向载荷n的方向如图 所示。3.初步确定轴的最小直径先近式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=118,于是得 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径，为了使所选的轴直径d-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查表14-1，考虑到转矩变化小故取KA=1.3,则： Tca=KAT3=1.3667819Nmm =1001728.5Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩，查标准GB 5014-85 ，选用 HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000 Nmm . 半联轴器的孔径d1=55mm,故取d-=55mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.Ft=4956NFr=1804Ndmin=48.62mmTca=1001728.5Nmmd-=55计算与说明主要结果4. 轴的结构设计：（1）拟定轴上零件的装配方案， （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求-轴段需制出一轴，故取-段的直径d- =62mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=65mm.半轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=82mm.2)初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力的作用，故选用深沟滚子球轴承。参照工作要求并根据d-=62mm,由轴承产品目录中初步选取0尺寸系列、标准精度级的深沟滚字球轴承6013,其尺寸为dDT=6510018,故d-= d-=65mm;而L-=18mm.右端滚动轴承采用轴进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此，取d-=77mm.3)取安装齿轮处的轴段-的直径d-=70mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为77mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 l-=73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故h=6mm,则轴环处的直径d-=79mm.轴环宽度b1.4h,取l-=12mm.4)轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm, 故取l-=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=18mm,大锥齿轮轮毂L=50mm,则l-=T+s+a+(77-73)=(18+8+16+4)mm=46mml-=L+c+a+s-l-=（50+20+16+8-12）mm=82mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接。按d-m由表查得bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为16mm10mm70mm,半联轴器与轴的配合为.滚动轴承与轴的周向定位是由于过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.d-=-d-dl-=18mmdl-=70mmd-l-=12mm=46l-=82mm 计算与说明主要结果（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为245,各轴肩处的国，圆角半径见图.5.求轴上圆角的结构图（图15-26）做出轴的计算图（图15-24）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看图15-23）。对于6013型深沟球轴承，由手册查得a=9mm。因此作为简支梁的轴的支承距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（见附图）。 从轴的结构图以及弯矩和扭据图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的处值列与下表（参看图15-24）。载荷水 平 面H 垂直面V支 反 力F 弯 矩M总 弯 矩扭 矩T 6 .按弯矩合成应力校核的强度 进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭据的截面（即危险截面C的强度）。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭据切应力为脉动循环变应力取=0.6 , 轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此 所以只需要验证轴承2即可 计算与说明主要结果（3）计算当量动载荷只受径向力而不受轴向力，所以X=1,Y=0。查（1）第321页表136得， 轴承2的当量动载荷为 （4）计算轴承寿命查（1）第318页表133，可得预期计算寿命因为球轴承，所以。所以所以轴承6012合格X=1 Y=0计算与说明主要结果十、键的选择及计算1、 高速圆锥齿轮轴的键联接的选择及计算（1） 键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径查（1）第106页表6-1选用健，其中，。（2） 键联接的强度校核由工作件查（1）第106页表6-2，静联接时许用挤压应力。对于键 故安全。2、 中间轴系键联接的选择及计算（1） 键联接的选择 选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径轮廓长度，查（1）第106页表6-1选用健，其中。（2） 键联接的强度校核 静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。 故安全。 计算与说明主要结果3、 低速斜齿圆柱齿轮轴的键联
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号