二级圆锥圆柱减速器课程设计193%0.8%220%175.5%带.doc
二级圆锥圆柱减速器课程设计193%0.8%220%175.5%带
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计193%0.8%220%175.5%带,减速器课程设计
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1 机械设计计算说明书 题 目： 二级 V 带 圆锥圆柱齿轮减速器 学 院 ： 制造学院 专 业： 机制 姓 名： 彭亮 学 号： 0943021022 教 师： 马 咏梅 班 级： 3 班 2011 年 6 月 20日 nts 2 目 录 一设计任务书 3 二 电动机的选择 5 三 计算传动装置的运动和动力参数 6 五传动件的设计计算 7 六轴的设计计算14 七滚动轴承的选择及计算23 八箱体内键联接的选择 24 九连轴器的选择 24 nts 3 十、 箱体的结构设计24 十一、 减速器附件 的选择25 十二、 润滑与密封26 十三、 设计小结26 十四 、参考资料26 一、设计任务书： 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器 nts 4 1. 总体布置简图： 2. 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 3. 原始数据： 输送带的牵引力 F（ kN）： 3 输送带滚筒的直 径 D（ mm）： 220 输送带速度 V（ m/s）： 0.8 带速允许偏差（）： 5 使用年限（年）： 5 工作制度（班 /日）： 2 4. 设计内容： nts 5 1) 电动机的选择与运动参数计算 2) 圆锥齿轮设计计算 ； 3) 直齿轮传动设计计算； 4) 轴的设计； 5) 滚动轴承的选择； 6) 键和联轴器的选择与校核； 7) 装配图、零件图的绘制； 8) 设计计算说明书的编写。 5. 设计任务： 1) 减速器总装配图一张； 2) 齿轮 和 轴零件图各一张； 3) 设计说明书一份； 6. 设计进度： 1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二 、电动机的选择 1、 类型： Y 系列三相异步电动机； 1） 功率的选择 nts 6 kwFVp 4.21 0 0 0/ /PPd =3.2kw 77.065433221 1联轴器的动效率： 99.0 2每对轴承的传动效率： 98.0 3圆锥齿轮的传动效率： 94.0 4圆柱齿轮的传动效率： 96.0 5 传动滚筒的传动效率： 96.0 6- 带传动的效率：0.96 查设计手册选取电动机额定功率为 kW4 2） 转速的确定 卷筒的转速 m in/45.691 0 0 060 rD Vn w 由设计手册查得 v 带传动比范围 2-4 圆锥齿轮传动比范围为 32 ，圆柱齿轮传动比为 53 ，故总传动比范围为 12-60 电动机转速范围为 833 4167r/min 由手册选取电动机满载转 速为 min/1440 r 3） 确定型号 由上可确定电动机型号为 4112 MY 电动机型号 额定功率 kW 同步转速 min/r 额定转速 min/r 安装高度 mm 伸出端长度 mm 伸出端直径 mm 4112 MY 4 150 140 112 60 28 三 、传动装置及运动参数 nts 7 1、传动比分配 73.2045.691440 wmnni根据递增原则，取 v带传动比 i1=2.2圆锥齿轮传动比为 i2=2.7,圆柱齿轮传动比为 i=3.5 2、各轴的转速转矩计算 kwpp d 2.30 m in/1 4 4 00 rnn m mNnpT 22.219550001）高速轴： kwpp 04.399.096.001 m in/55.6 5 4/101 rinn mNnpT 35.44955 01112)中间轴： kwpp 8.294.098.099.096.002 min/1.239212 rinn mNnpT 4,11895502223）低速轴： kwpp 64.296.098.094.098.099.096.003 m in/3.68323 rinn mNnpT 36 995 50333nts 8 4) 滚 筒 轴 ： kwpp 6.299.096.098.094.098.099.096.001 34 nn mNnpT 36 495 50443轴名 功率 P/kw 转矩T/(N.mm) 转速 n/（ r/m） 传动比i 效率 电机轴 3.2 2.12104 1440 1 0.99 高速轴 3.04 4.44104 654.55 2.2 0.98 中间轴 2.8 1.18105 239.1 2.7 0.98 低速轴 2.64 3.69105 68.3 3.5 0.97 滚筒轴 2.6 2.64105 68.3 1 0.97 四 、带传动设计 1、定 v带型号和带轮直径 工作情况系数 AK =1.1 计算功率 cP= AK 3 .5 2 k w3 .2*1 .10 P选带型号 A型 2、计算带长 小带轮直径 取 D1=125mm 大带轮直径 mmnnDD 27255.654144012599.0)1(2112 nts 9 大带轮转速 m in/655272144012599.0D)1( 2 112 rnDn 求mDmD= ( 2D + 1D )/2 =198.5mm 求 =( 2D - 1D )/2=73.5mm 2( 1D + 2D )a0.55*( 1D + 2D )+h 初取中心距 a=600mm 带长 L=Dm+2*a+a*=1833mm 基准长度 mmL d 2 0 0 0 求中心距和包角 中心距 a=43.14Dm)-(L+ 22 *8)14.3(41 DmL=684.25mm 小轮包角 1=180-(D2-D1)*60=180-(272-125)*60/684.25 =167.1120 z=cP/(0P+0P)*K* 1K )=3.52/(1.93-0.17)*0.969*1.03)=1.8 取 2根 求轴上载荷 张紧力 0F=500*cP/v*z(2.5-K)/K+qv*v=156.8N 轴上载荷 QF=2*0Fsin( 1 /2)=622.8N 名称 符号 小带轮 大带轮 直径 d 125mm 272mm 转速 n 1440r/min 655r/min 宽度 B 35mm nts 10 带根数 Z 2根 结构 实心式 孔板式 五 、齿 轮的计算 1、锥齿轮的计算 1)设计参数 kwpp 04.399.096.001 m in/55.6 5 4/101 rinn mNnpT 35.44955 01117.22 i 载荷平稳 ,直齿为刨齿 ,小齿轮 40Cr,调质处理 ,241HB286HB 平均 260HB,大齿轮用 45号钢 ,217HB255HB 平均 230HB 齿面接触疲劳强度计算 齿数和精度 等级 取 1z =30 2z =i*1z =81 估计 V=2.4m/s 选 8级精度 使用系数 AK =1.0 动载荷系数vK=1.15 齿间载荷分配系数 HK估计 AK *Ft/b0.07d23=2.45mm，则取 d34=41mm；d45=d23=35mm； d56=d12=30mm。锥齿轮轮毂宽度为 45mm，为使轴套紧靠轮毂，则 l23=42mm；圆柱齿轮轮毂宽度为 88mm，为使轴套紧靠轮毂，取 l45=85mm；减速箱关于小锥齿轮的中心线对称， O点到 3截面的距离约为 16mm，取 l34=10mm，l12+l23+16mm=l45+l56-6mm，考虑 1-2段和 5-6段均要装套筒和挡油环，且均伸入轮毂 3mm，综合取 l12=70mm； l56=50mm。 2）周向定位和圆角、倒角尺寸 两个键槽均采用普通平键 bXh=10X8，左边取 l=36mm，右边取l=70mm；轴承内圈与轴 选用过渡配合，尺寸公差选用 m6，齿轮轮毂与轴的配合选用67nH。端部倒角 2X2，其他圆角取 R1.6 nts 21 （三）低速轴结构设计 1）确定各段直径和长度 取 d12=45mm； d23=48mm；选用圆锥滚子轴承 30310，则d34=d78=50mm；根据轴承轴肩定位查表可知， d45=60mm；齿轮轮毂直径取 55mm，则 d67=55mm；齿轮右端采用轴肩定位，a0.07d，取 a=4mm，则 d56=63mm。 联轴器选用 LT8弹性套柱销联轴器， 毂孔长 84mm，则l12=82mm；考虑轴承端盖位置和润滑空间，取 l23=50mm；由所选轴承取 l34=29.25； 取 l56=10mm；齿轮轮毂宽度为 78mm，取 l67=75mm，由轴在箱体内部总长度为 248mm，综合考虑后取 l78=50mm；l45=83mm。 2）周向定位和圆角、倒角尺寸 两个键槽均采用普通平键 bXh=10X8，左边取 l=36mm，右边取l=63mm；轴承内圈与轴选用 过渡配合，尺寸公差选用 m6，齿轮nts 22 轮毂与轴的配合选用67nH。端部倒角 2X2， 其他圆角取 R1.6 （四）轴的校核 选取低速轴进行强度校核 nts 23 分析该轴的弯矩和扭矩图 以及轴的结构后 可知，齿轮的中间位置处 应力最大，但是无应力集中，综合考虑后，校核截面 6。 参照机械设计第四版（高等教育出版社） P318的计算方法，计算出 截面 6的 Mxz、 Mxy和 M合 载荷 xz平面 xy平面 支反力 NFr NFr 1782 5941 NFt NFt 14232 6501 nts 24 弯矩 mNMxz 9.81 mNMxy 7.89 总弯矩 mNM 122M 合 扭矩 mNT 369T 3 1)按弯扭合成应力校核轴的强度 取 6.0 M P aWTM 4.14561.0)3690006.0(122000)(32222 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查表可知 许用弯曲应力MPa601 ， 1 故安全。 2）精确校核轴的疲劳强度 选定轴的材料为 45 钢，调质处理 ， MPaB 650 ， MPas 360对称循环疲劳极限 M PaM PaBBb 1953.0 28644.011 脉动循环疲劳极限 M PaM Pabb3126.14867.11010 等效系数 25.0218.02001001bbb弯矩 mNM 122合扭矩 mNT 369T3抗弯截面系数 333 5.16637551.01.0 mmdW 抗扭截面系数 333 3 3 2 7 5552.02.0 mmdWt 截面上的弯曲应力 MPaWM 3.7 合扭转切应力 MPaWT t 1.11nts 25 有效应力集中系数 D/d=1.145 r/d=0.03 用 插值法查表可知 4.2k 4.1k 表面状态系数 92.0 尺寸系数 81.076.0弯曲安全系数 设 1NK1.121 mabNkKS5.151 mNkKS复合安全系数 SSS SSS 5.153.922根据以上两种校核，知该轴安全。 七 、轴承的选择和校核 前面已经选择， 初步选择的滚动轴承为 0基本游隙组，标 准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208、 30306和 30310。 选择圆锥滚子轴承 30310进行校核 ，其尺寸为dXDXT=50X110X29.25。 轴向力 NFa 772 载荷 水平面 垂直面 支反力 NFt NFt 14232 6501 NFr NFr 1782 5941 查表可知 KNCr 130 KNCor 158 35.0e 轴承受支承力 NFFFrt 8 8 121211 NFFFrt 143422222 nts 26 轴向力 NFa 7721 02 aF由于 eNC orFa 0 0 5.0/11X 0Y 取 1.1df当量动载荷 P为： NFYFXfPad 1.969)( 11111 NFYFXfPad 1577)( 22222 12 PP 只需检验右端轴承即 可 基本额定寿命 hPCnL h 810 1086.516670 预期使用寿命 hh LhL 1010 2 9 2 0 0365165 显然改轴承满足承载要求 八 、联轴器的选择 前一选择联轴器选 LT8弹性套柱销联轴器 九 、键的选用和校核 安装大带轮处键为 bXhXl=10X8X28 小锥齿轮处bXhXl=10X8X40 大 锥齿轮处 bXhXl=10X8X36 小圆柱齿轮处bXhXl=10X8X70 大 圆柱 齿轮处 bXhXl=10X8X36 联轴器处 bXhXl=10X8X63 十、箱体、箱盖的设计 nts 27 箱体材料为 HT200 砂型铸造 箱体各部分尺寸见下表 1 名称 符号 圆锥圆柱齿轮减速器 计算结果 机座壁厚 83025.0 a 8mm 机盖壁厚 1 8)85.08.0( 8mm 机座凸缘厚度 b 5.1 12mm 机盖凸缘厚度 1b 5.1 12mm 机盖低凸缘厚度 2b 5.2 20mm 地脚螺钉直径 fd 12036.0 a 18mm 地脚螺钉数目 n 250a 4 轴承旁连接螺栓 直 径 1d fd75.0 14mm 盖与座连接螺栓直径 2d fd6.05.0 10mm 连接螺栓 d2的间距 l 200150 轴承端盖螺钉直径 3d fd5.04.0 7mm 窥视孔盖螺钉直径 4d fd4.03.0 6mm 定位销直径 d 28.07.0 d 7mm Df、 D1、 D2至外机壁距离 1c 见表 2 Df、 D2至凸缘边缘距离 2c 见表 2 轴承旁凸台半径 1R 2C 凸台高度 h 根据低速级轴承座直径确定 55mm 外机壁与轴承端面距离 1l 10521 cc 大齿轮顶圆与内壁距离 1 2.1 10mm nts 28 齿轮端面与内机壁距离 2 10mm 机盖、机座筋厚 1m m 11 85.0 m 85.0m 7mm 轴承端盖外径 2D 轴承孔直径 +（ 55.5）d3 120mm 轴承旁连接螺栓距离 S 尽量靠近， d1和 d3不 干涉 表 2 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M18 M20 M22 M24 M27 C1min 13 16 18 22 24 26 28 34 36 C2min 11 14 16 20 22 24 25 28
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