二級減速器課程設(shè)計指導(dǎo).ppt

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1、1 設(shè)計任務(wù)書 2 電動機(jī)選擇 3 傳動比分配 4 帶傳動設(shè)計 5 齒輪傳動設(shè)計 6 傳動比校核 7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8 聯(lián)軸器選擇 9 軸的強(qiáng)度校核 10 鍵的強(qiáng)度校核 11 軸承的壽命校核 12 殼體設(shè)計,課程設(shè)計,1 設(shè)計任務(wù)書,設(shè)計題目及簡圖:第1題,原始數(shù)據(jù):第1組,設(shè)計條件:載荷均勻 工作場合:室內(nèi) 使用年限:15年,2班工作制 總傳動比誤差:3% 工作情況:定載荷 生產(chǎn)批量:大批量量生產(chǎn) 應(yīng)完成任務(wù):減速器總裝1圖張,零件2圖張,設(shè)計說明書1份。 設(shè)計日期: 年 月 日至 年 月 日,2 電動機(jī)選擇,2.2.1 確定滾筒輸入功率,P0=Fv F滾筒圓周力2800(N); v輸送帶速

2、度1(m/s); P=2.81=2.8kW,2.1 選擇電動機(jī)類型,2.2 確定電動機(jī)額定功率,一般工業(yè)常選擇三相異步電動機(jī),其結(jié)構(gòu)簡單,價格低。,2.2.2 確定傳動系統(tǒng)輸入功率,傳動系統(tǒng)輸入功率:P=P0/ =12345,1聯(lián)軸器傳動效率,1=0.99; 2帶傳動效率,2=0.96; 3齒輪傳動效率,3=0.97; 4一對軸承傳動效率,4=0.99。,=0.990.960.970.990.99 =0.904,P=P0/ =2.8/0.904 =3.01kW,2.2.3 確定電動機(jī)額定功率,由電機(jī)手冊查得電動機(jī)額定功率為3kW。,2.3 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍,電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速分為3000 rpm

3、、1500 rpm和1000 rpm等幾類,綜合考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為1500 rpm。 由電機(jī)手冊查得3 kW電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為1420 rpm。,2.4 確定電動機(jī)的型號,由電機(jī)手冊查得: 電動機(jī)型號為Y100L1-4,額定功率為3kW,額定轉(zhuǎn)速為1420rpm。 軸頸直徑為28+0.009-0.004mm,3 傳動比分配,3.1 總傳動比計算,2)總傳動比計算,1)滾筒轉(zhuǎn)速計算,ng=601000v/d =6010001/300 =63.7rpm,i0=n0/ng =1420/63.7 =22.3,3.2 傳動比分配,2)帶傳動比計算,1)齒輪傳動比選擇,ig=5.5,id=i/ig =22.

4、3/5.5 =4.05,3.3 各軸的運(yùn)動和動力參數(shù),1)確定計算功率Pc,由表8.21查得1.2,由式(8.21)得,PC=KAP=1.23=3.6kW,4 V帶傳動設(shè)計,2)選取普通V帶型號,根據(jù)Pc=3.6 kW,n1=1420 rpm,由圖8.12選用A型普V通帶。,點(diǎn)擊小圖看大圖,大輪帶輪基準(zhǔn)直徑dd2為,按表8.3,選取標(biāo)準(zhǔn)直徑dd2=355mm,3)確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、dd2,根據(jù)表8.6和圖8.12選取dd1=85mm,dd2=dd1id=854.05=344mm,4)驗算帶速V,帶速度在525m/s范圍內(nèi)。,=6.4m/s,5)確定帶的基準(zhǔn)長度Ld和實際中心距a,按結(jié)構(gòu)設(shè)

5、計要求初步確定中心距:,由式(8.15)得,取中心距為:400mm,=1536.7mm,按表8.2,選取標(biāo)長度L=1600mm,由表(8.16)的實際中心距a為,=400+(1600-1536.4)/2432mm,6)校驗小帶輪包角1,由式(8.17)得,=180-35.8=144.2,7)計算V帶的根數(shù)z,由式(8.18)得,根據(jù)dd1=85mm,n=1420r/min,查表8.4a,用內(nèi)插法得,P0=0.92kW,由式8.4b得功率增量: P0=0.168kW,由表8-2查得帶長度修正系數(shù)Kl=0.99, 由表8-5查得包角系數(shù)Ka=0.91, 得普通帶根數(shù),取z=4根,Z=3.6/(0.

6、92+0.168)0.990.91 =3.5,8)求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ,由表查得B型普通V帶的每米質(zhì)量q=0.1kg/m,根據(jù)式(8.27)得單根V帶的初拉力為,由式(8.20)可的作用在軸上的壓力FQ,9)帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(設(shè)計過程及帶輪工作圖略)。,選用4根A-1600GB1171-89V帶,中心距a=432mm,帶輪直徑dd1=85 mm,,10)設(shè)計結(jié)果,dd2=355 mm,寬度Bb=63 mm,軸上壓力FQ=776N。,5 齒輪傳動設(shè)計(直齒軟齒面),5.1 齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355 =5.34,nd1=142085/355 =340 r

7、pm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,5.2 齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1)精度選擇 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,因此選擇7級精度。,2)材料與熱處理選擇(軟齒面) 選擇小齒輪材料為40Cr,調(diào)制處理,硬度為280HBS;大齒輪材料為45,調(diào)制處理,硬度為240HBS ,兩者硬度差40HBS。,3)齒輪齒數(shù)選擇 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=21,計算大齒輪齒數(shù) Z2=Z1ig =215.34 =112.14 取Z2=112 ig=Z2/Z1=112/21 =5.33,5.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動,1)試選載荷系數(shù) K=1.3,2)齒輪箱輸入

8、扭矩 T1=80.9Nm,3)由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=1,4)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=750 MPa;大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=550 MPa。,6)由公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh =6034012822015 =1.077109,N2=60n2jLh =6063.712822015 =2.018108,7)由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95;大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=1.1。,8)選擇接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) 取失效概率為1%,S=1,9

9、)計算接觸疲勞需用應(yīng)力 H 1=KHN1Hlim1/S =0.95750/1 =713 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =1.1550/1 =605 MPa,10)計算小齒輪分度圓直徑,d1t48 mm,12)計算齒寬 b=dd1t =152.5=52.5,11)計算齒輪模數(shù) m=d1t/z1=48/21=2.3 由齒輪模數(shù)系列值取m=2.5 d1t=mz1=2.521=52.5 mm,14)計算圓周速度 v=d1tn1/60000 =2.521340/60000=0.93 m/s,13)計算齒高比 b/h=52.5/(2.52.25)=9.3,15)計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用

10、系數(shù)KA=1; 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05;,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù) KH= KF=1;,查表10-4并使用插值法計算,得KH=1.314;,查圖10-13并使用插值法計算,得KF=1.28。,16)分度圓修正 =49.552.5,K=KAKvKHKH =11.0511.314 =1.38,5.4 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核齒輪傳動,1)齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,2)齒寬系數(shù)d=1,4)小齒輪齒數(shù)z1=21,3)齒輪模數(shù)m=2.5,5)計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05;,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)KH

11、= KF=1;,查表10-4并使用插值法計算,得KH=1.314;,查圖10-13并使用插值法計算,得KF=1.28。,K=KAKvKFKF =11.0511.28 =1.34,6)由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強(qiáng)度極限Flim1=600 MPa;大齒輪齒根彎曲強(qiáng)度極限Flim2=400 MPa。,7)彎曲疲勞壽命系數(shù)計算 N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95;大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,8)選擇彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.4,9)計算彎曲疲勞需用應(yīng)力 F 1=KFN1Flim1/S =0.9560

12、0/1.4 =407 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1400/1.4 =286 MPa,11)應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.56,YFa2=1.795,10)齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.76,YFa2=2.175,12)計算YFaYSa YFa1YSa1=2.761.56 =4.31 YFa2YSa2=2.1751.795 =3.9 將4.31代入公式計算,13)計算齒輪模數(shù),=136min(407、286),所選齒輪模數(shù)m=2.5合適。,5.5 幾何尺寸計算,1)分度圓直徑 d1=z1m=212.5=52.5 mm d2=z2m=1122.5=280 m

13、m,2)中心距 a=(z1+z2)m/2 =(21+112)2.5/2=166.25 mm,3)計算齒輪寬度 b2=52.5 mm b1=58 mm,5.6 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計,1)小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2)大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,5 齒輪傳動設(shè)計(斜齒硬齒面),5.1 齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355 =5.34,nd1=142085/355 =340 rpm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,5.2 齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1)精度選擇 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,因此選擇7級精度。,2)材料與熱處理選擇

14、(硬齒面) 選擇小齒輪材料為40Cr,調(diào)制表面淬火處理,硬度為55HRC;大齒輪材料為45,調(diào)制表面淬火處理,硬度為50HRC ,兩者硬度差5HRC。,3)齒輪齒數(shù)選擇 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24,計算大齒輪齒數(shù) Z2=Z1ig =245.34 =128.16 取Z2=128 ig=Z2/Z1=128/24 =5.33,4)齒輪螺旋角選擇 選擇螺旋角=14,5.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動,1)試選載荷系數(shù) K=1.2,2)齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,3)由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=0.6,4)由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5)由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)ZH=2

15、.433,6)由圖10-26查得 1=0.78, 1=0.87, 則=1+2 =1.65,7)由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=1250 MPa;大齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim2=1200 MPa。,8)由公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh =6034012822015 =1.077109,N2=60n2jLh =6063.712822015 =2.018108,9)由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92;大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=0.97。,10)選擇接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) 取失效概率為1%,S=1,11)計算接觸疲勞需

16、用應(yīng)力 H 1=KHN1Hlim1/S =0.921250/1 =1150 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =0.971200/1 =1164 MPa,12)計算小齒輪分度圓直徑,d1t39.9 mm,H = (H 1+H 2)/2 =(1150+1164)/2 =1157 MPa,14)修正螺旋角大小 =acos m( z1 + z2 ) /2a =13,13)計算齒輪模數(shù) mn=d1tcos/z1=39.9cos14/24=1.61 由齒輪模數(shù)系列值取m=2 at=m( z1 + z2 )/2cos =2(24+128)/ 2 cos14 =156.6 mm,取156mm,16)計

17、算齒高比 b/h=28.8/(22.25)=6.4,15)計算齒寬 b=dd1t =0.648=28.8,18)計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02;,由于平均壓力大于100N/mm,斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH= KF=1.4;,17)計算圓周速度 v=d1tn1/60000 =224340/60000=0.85 m/s,查表10-4并使用插值法計算,得KH=1.19;,查圖10-13并使用插值法計算,得KF=1.15。,19)分度圓修正 =44.848,K=KAKvKHKH =11.021.41.19 =1.699,5.4 按

18、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計齒輪傳動,1)齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,2)齒寬系數(shù)d=0.6,3)小齒輪齒數(shù)z1=24,4)計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1; 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02;,由于平均壓力大于100N/mm,斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH= KF=1.4;,查表10-4并使用插值法計算,得KH=1.19;,查圖10-13并使用插值法計算,得KF=1.15。,K=KAKvKFKF =11.021.41.15 =1.642,5)計算縱向重合度 =0.318dZ1tan =0.3180.624tan13 =1.031,6)螺旋角影響系數(shù)Y,數(shù)值查圖1

19、028,取0.89,7)由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強(qiáng)度極限Flim1=650 MPa;大齒輪齒根彎曲強(qiáng)度極限Flim2=600 MPa。,8)彎曲疲勞壽命系數(shù)計算 N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95;大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,9)選擇彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.4,10)計算彎曲疲勞需用應(yīng)力 F 1=KFN1Flim1/S =0.95650/1.4 =441 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1600/1.4 =429 MPa,14)應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.595

20、,YFa2=1.82,12)計算當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1/cos3=25.94 Zv2=Z2/cos3=138.37,13)齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.6,YFa2=2.15,15)計算YFaYSa/F YFa1YSa1/F1 =2.61.595/441 =0.0094 YFa2YSa2/F2 =2.151.82/429 =0.0091 將0.0091代入公式計算,16)計算齒輪模數(shù),=1.53,所選齒輪模數(shù)m=2大于1.53。,5.5 幾何尺寸計算,1)分度圓直徑 d1=z1m/cos=242/cos13=49.26 mm d2=z2m/cos=1282/cos13=262.74

21、mm,2)中心距 a=(z1+z2)m/2cos =(24+128)2/2 cos13=156 mm,3)計算齒輪寬度 b2=30 mm b1=34 mm,5.6 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計,1)小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2)大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,6 傳動比校核,1)實際傳動比 i=idig=(355/85)(128/24) =22.27,2)傳動比誤差 =(i0-i)/i0 =(22.3-22.27)/22.3=0.1 % 在誤差允許范圍內(nèi)。,7 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,8.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,1)設(shè)計公式,8.1.1 軸的最小直徑計算,2)軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼,正火回火,A0=120,-

22、1=55。,3)軸的傳動功率與轉(zhuǎn)速,P=2.88 kW, n=340 rpm。,4)軸的最小直徑,軸的最小直徑取d=26 mm。,8.1.2 擬定軸上零件的裝配方案,軸上主要零件為帶輪和齒輪,兩個軸承為支撐零件,還有軸承通蓋和軸承端蓋。裝配關(guān)系如圖。,8.1.3 軸上零件的軸向定位,1)帶輪左側(cè)使用軸端擋圈定位,右側(cè)使用軸肩定位;,2)左側(cè)軸承左側(cè)使用軸承通蓋定位,右側(cè)使用套筒定位;、齒輪的、為支撐零件,還有和軸承端蓋。,3)齒輪左側(cè)使用套筒定位,右側(cè)使用軸肩定位,4)右側(cè)軸承左側(cè)使用軸肩定位,右側(cè)使用軸承端蓋定位。,8.1.4 軸上零件的周向定位,1)帶輪和齒輪使用單鍵鏈接;,2)軸承不需要

23、周向定位。,8.1.5 確定各軸段的直徑,軸段1安裝帶輪,軸段2部分有軸承通蓋,軸段3安裝軸承,軸段4安裝齒輪,軸段5為軸環(huán),軸段6安裝軸承。,軸肩1、4、5為定位軸肩,軸肩2、3為非定位軸肩。,1)d1=26 mm;,2)d2=d1+2(0. 070.1)d1 =29.631.4 mm; d2取32 mm,3)由于軸段3安裝的是軸承,選擇深溝球軸承,軸承代號為6207,因此 d3= 35 mm,4)d4=d3+2h3 =36 mm;,5)d5=d4+2(0. 070.1)d4 =4143.2 mm; d5取42 mm,6)由于軸段6安裝的是軸承,并且應(yīng)與軸段3的軸承同型號,因此 d6=d3=

24、 35 mm 由軸承手冊查得定位軸肩對應(yīng)直徑為42mm。,8.1.6 確定各軸段長度,l2是軸承內(nèi)端面到箱體內(nèi)壁的間隙,一般取510mm;,l3是軸承端蓋的厚度,根據(jù)齒輪箱大小不同一般為2040mm;,l4是軸承端蓋到帶輪的間隙,一般為2040mm;,B1是齒輪寬度;,B2是軸承寬度;,B3是帶輪寬度。,1)L1=B3-(35)=63-3=60 mm;,2)d2=d1+2(0. 070.1)d1 =29.631.4 mm; d2取32 mm,3)由于軸段3安裝的是軸承,選擇深溝球軸承,軸承代號為6207,因此 d3= 35 mm,4)d4=d3+2h3 =36 mm;,1)設(shè)計公式,8.2 軸

25、的最小直徑計算,2)軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼,正火回火,A0=120,-1=55。,8 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計,8.1 軸的最小直徑計算,1)設(shè)計公式,2.1 選聯(lián)軸器類型,1)由于齒輪箱與輸送機(jī)不是整體機(jī)架,因此存在軸線誤差,其中位移誤差為主要誤差量,同時存在較小的角度誤差;,2)工作轉(zhuǎn)速不高,并且對機(jī)械運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的動平衡無特殊要求。,8 聯(lián)軸器選擇,選擇有彈性元件的撓性聯(lián)軸器,選擇彈性柱銷聯(lián)軸器 GB5014-84。,2.2 計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,Tca=KAT=1.5401=601 Nm,式中: KA工況系數(shù),查表14-1,取1.5; T工程轉(zhuǎn)矩,401 Nm。,2.3 孔直徑選擇,所選電動機(jī)輸出軸直徑為28 mm。,2.4 確定聯(lián)軸器的型號,根據(jù)電動機(jī)輸出軸直徑和聯(lián)軸器所需傳動的功率,從聯(lián)軸器手冊中查取的型號為TL5。 聯(lián)軸器公稱扭矩為125Nm,許用轉(zhuǎn)速為3600rpm,軸孔有25mm和28mm兩種,寬度為44mm。,TcaT,2.5 轉(zhuǎn)速校核,nn max,40.5125,14403600,9 軸的強(qiáng)度校核,10 鍵的強(qiáng)度校核,11 軸承的壽命校核,12 殼體設(shè)計,結(jié)束!謝謝!,

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