机械设计课程设计二级

机械设计课程设计-二级减速器设计说明书

来源:首页 | 时间:2019-01-03 人气:9309

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  目录一、设计数据及要求21工作机有效功率22查各零件传动效率值23电动机输出功率34工作机转速35选择电动机36理论总传动比37传动比分配38各轴转速49各轴输入功率410电机输出转矩411各轴的转矩412误差5三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级5四、齿轮传动校核计算5(一)、高速级5(二)、低速级9五、初算轴径13六、校核轴及键的强度和轴承寿命14(一)、中间轴14(二)、输入轴20(三)、输出轴24七、选择联轴器28八、润滑方式28九、减速器附件29十一、参考文献29一、设计数据要求F55KND500MMV140M/S机器年产量一般机械厂制造,小批生产;机器工作环境室内,灰尘较大环境最高温度35℃;机器载荷特性较平稳;机器的最短工作年限寿命8年,四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;二、确定各轴功率、转矩及电机型号1工作机有效功率PPWFV/100055X1477KW2查各零件传动效率值弹性联轴器,滚动球轴承,齿轮,V带,滚筒901902970396045096故∑ΗΗ1ΗΗΗ4Η3电动机输出功率PDP/∑Η77/08339244KW4工作机转速NW601000V/ΠD60100014/3145005350R/MINI电动机转速的可选范围取MIN/3RINWD~~10005选择电动机选电动机型号为Y132S6,同步转速1000R/MIN,满载转速960R/MIN,额定功率3KW电动机外形尺寸中心高H外形尺寸HBL2/11底脚安装尺寸BA底脚螺栓直径K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FCD132350/01086理论总传动比0713469总I7传动比分配故,ⅡⅠ取I41总ⅡⅠ又I2634ⅠI06ⅡI8各轴转速MIN/960RINDⅠI/142534960INⅠⅠⅡIN/7RIⅡⅡⅢ9各轴输入功率KWPD910629421Ⅰ795023ⅠⅡ84752ⅡⅢKWP63906841ⅢⅣ10电机输出转矩MNNPTDD6611各轴的转矩MNTD1ⅠMNI4318932ⅠⅠⅡMNIT32ⅡⅡⅢ2751461ⅢⅣMNT454Ⅳ带12误差3带式传动装置的运动和动力参数轴名功率P/KW转矩T/NMM转速N/R/MIN传动比I效率Η/电机轴199Ⅰ轴0426396Ⅱ轴40Ⅲ轴696Ⅳ轴三、选择齿轮材料,热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大,故小齿轮选用45钢,表面淬火,齿面硬度为40~55HRC,齿轮均为硬齿面,闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算(一)、高速级1.传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式813可得321FDSZYKTM式中各参数为(1)小齿轮传递的转矩MNT4062895Ⅰ(2)初选19,则1Z1312ZIⅠ式中大齿轮数;高速级齿轮传动比。ⅠI(3)由参考文献1P144表86,选取齿宽系数。50D(4)初取螺旋角。由参考文献1P133公式81可计算齿轮传动端面重合度126312COS819238COS3821Z由参考文献1P140图821取重合度系数072Y由式82得64201TAN950318TAN3180ZD由图826查得螺旋角系数9(5)初取齿轮载荷系数13。TK(6)齿形系数和应力修正系数FYSY齿轮当量齿数为,3021COS9331ZV51862COS332ZV由参考文献1P130图819查得齿形系数279,2201FYF由参考文献1P130图820查得应力修正系数156,178S2SY(7)许用弯曲应力可由参考文献1P147公式829算得FNLIM由参考文献1P146图828(H)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为和。3401LIMFMPA3402LIMFPA由参考文献1P147表87,取安全系数125。FS小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为60HALNN782453ⅠI式中齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;A齿轮工作时间。KL由参考文献1P147图830查得弯曲强度寿命系数为0121NY故许用弯曲应力为MPASYFN7251340LIM1LI2F0167591FSY4282FS所以012FSY初算齿轮法面模数TNM57910412COS83COS1FSDTNTYZYTK2.计算传动尺寸(1)计算载荷系数K由参考文献1P130表83查得使用01AKSMNZMNDVT/5412COS1069657432COS106011由参考文献1P131图87查得动载系数;VK由参考文献1P132图811查得齿向载荷分布系数;13K由参考文献1P133表84查得齿间载荷分配系数,则47130KVA(2)对进行修正,并圆整为标准模数TM741357913TTN由参考文献1P124按表81,圆整为M2(3)计算传动尺寸。中心距ZMAN310COS289COS1圆整为105MM修正螺旋角5471CSCSAR21ZN小齿轮分度圆直径MMDN903O11大齿轮分度圆直径ZN1754CS8222DB9031圆整B20MM取,MB20251式中小齿轮齿厚;1大齿轮齿厚。23.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1P135公式87UBDKTZHE12Ⅰ式中各参数(1)齿数比。2634ⅠIU(2)由参考文献1P136表85查得弹性系数。MPAZE819(3)由参考文献1P136图814查得节点区域系数。382HZ(4)由参考文献1P136图815查得重合度系数0(5)由参考文献1P142图824查得螺旋角系数97(5)由参考文献1P145公式826计算许用接触应力HNSZLIM式中接触疲劳极限,由参考文献1P146LIMH图828()分别查得,MPAH10LIM;PAH102LIM寿命系数,由参考文献1P147图829查得NZ,;1N2Z安全系数,由参考文献1P147表87查得。HS01HS故210HMPA085742903HHEMAUBDKTZ<满足齿面接触疲劳强度。(二)、低速级1.传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面,故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式813可得321FDSZYKTM式中各参数为(1)小齿轮传递的转矩MN432189Ⅱ(2)初选23,则3Z71230634ZIⅡ式中大齿轮数;低速级齿轮传动比。ⅡI(3)由参考文献1P144表86,选取齿宽系数50D(4)初取螺旋角。由参考文献1P133公式81可计算齿轮传动端面重合度1265912COS723181COS384Z由参考文献1P140图821取重合度系数071Y由式82得01TAN50318TAN3180ZD由图826查得螺旋角系数9(5)初取齿轮载荷系数13。TK(6)齿形系数和应力修正系数FYSY齿轮当量齿数为,039241COS33ZV586721COS334ZV由参考文献1P130图819查得齿形系数265,2283FY4F由参考文献1P130图820查得应力修正系数157,176SSY(7)许用弯曲应力可由参考文献1P147公式829算得FNLIM由参考文献1P146图828(H)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为和。340LIMFMPA340LIMFPA由参考文献1P147表87,取安全系数125。FS小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为60HALNNⅡ78342ⅡI式中齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;A齿轮工作时间。KL由参考文献1P147图830查得弯曲强度寿命系数为0143NY故许用弯曲应力为MPASYFN275140LIM334LI4F01527653FSY4784FS所以0154FSY初算齿轮法面模数TNM21704512COS2COS332FSDTNTYZYTKMⅡ2计算传动尺寸(1)计算载荷系数K由参考文献1P130表83查得使用01AKSMNZMNDVT/614012COS0695372431COS061033ⅡⅡ由参考文献1P131图87查得动载系数;VK由参考文献1P132图811查得齿向载荷分布系数;4由参考文献1P133表84查得齿间载荷分配系数,则170071KVA(2)对进行修正,并圆整为标准模数NTM428317023TTNK由参考文献1P124按表81,圆整为M(3)计算传动尺寸。中心距ZMAN15042COS7COS243圆整为145MM修正螺旋角2931CSCSAR43ZN小齿轮分度圆直径MMDN5702O33大齿轮分度圆直径ZN43191CS744DB85053圆整B35MM取,MB403式中小齿轮齿厚;3大齿轮齿厚。43校核齿面接触疲劳强度由参考文献1P135公式87UBDKTZHE123Ⅱ式中各参数(1)齿数比。063ⅡIU(2)由参考文献1P136表85查得弹性系数。MPAZE819(3)由参考文献1P136图814查得节点区域系数。42H(4)由参考文献1P136图815查得重合度系数50(5)由参考文献1P142图824查得螺旋角系数98Z(5)由参考文献1P145公式826计算许用接触应力HNSZLIM式中接触疲劳极限,由参考文献1P146LIMH图828()分别查得,MPAH10LIM;PAH102LIM寿命系数,由参考文献1P147图829查得NZ,;3N4Z安全系数,由参考文献1P147表87查得。HS01HS故4310HMPAHHEMAUBDKTZ<Ⅱ满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式102可得齿轮轴的最小直径。考虑到键对轴强度的MNPCDⅠⅠⅠ削弱及联轴器对轴径的要求,最后取5。中间轴的最小直径。考虑到键对轴强度214733ⅡⅡⅡ的削弱及轴承寿命的要求,最后取MD5Ⅱ输出轴的最小直径。考虑到键对轴强度MNPCⅢⅢⅢ的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取。MD35Ⅲ式中由许用扭转应力确定的系数,由参考文献1P193表102,取C106C六、校核轴及键的强度和轴承寿命(一)、中间轴1齿轮2(高速级从动轮)的受力计算由参考文献1P140公式816可知NDTFT92ⅡTTR447COSTAN53AN22NFRA1201T49T2式中齿轮所受的圆周力,N;T齿轮所受的径向力,N;2R齿轮所受的轴向力,N;2AF2齿轮3(低速级主动轮)的受力计算由参考文献1P140公式816可知NDTFTⅡTTR914COSTANAN33NFRA032913T1254T3式中齿轮所受的圆周力,N;T齿轮所受的径向力,N;3R齿轮所受的轴向力,N;AF3齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为MNDMAH2MNDFMAH34轴向外部轴向力合力为NFAA91217235计算轴承支反力竖直方向,轴承1NFRTTV0925761723轴承2TTV1438423水平方向,轴承1,与所设NMFRHAAH0476672323方向相反。轴承2,与所HAAH952148332设方向相反。轴承1的总支撑反力NRVH1轴承2的总支撑反力653149226计算危险截面弯矩AA剖面左侧,竖直方向MNRMVA9703507341水平方向H5246BB剖面右侧,竖直方向VB1212水平方向MNRH368390531AA剖面右侧合成弯矩为MHAVA2BB剖面左侧合成弯矩为MNBVB2故AA剖面右侧为危险截面。7计算应力初定齿轮2的轴径为38MM,轴毂长度为10MM,连接键由参考文献2P135表2D1128选择108,T5MM,25MM。齿轮3轴径为40MM,连接键由P135表HBL3D1128选择128,T5MM,32MM,毂槽深度33MM。31T由MTMD328293COS/251/4095713,故齿轮3可与轴分离。M79COS2COS/52又AA剖面右侧(齿轮3处)危险,故抗弯剖面模量210/23333DTBW抗扭剖面模量12/33233TMT弯曲应力MPAWMAB17569080,2317CBA扭剪应力AT195482MPTMA638计算安全系数对调质处理的45钢,由参考文献1P192表101知抗拉强度极限650MPAB弯曲疲劳极限300MPA1扭转疲劳极限155MPA由表101注②查得材料等效系数10,2轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图101查得920绝对尺寸系数由附图101查得780,2键槽应力集中系数由附表104查得(插值法)6251K由参考文献1P201公式105,106得,安全系数51MAKS6146471MA019222S查P202表105得许用安全系数S1518,显然SS,故危险截面是安全的9.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力MPABLHDTP22Ⅱ齿轮3处键连接的挤压应力LP7033由于键,轴,齿轮的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显PAP1502然键连接的强度足够10计算轴承寿命由参考文献2P138表122查7207C轴承得轴承基本额定动负荷235KN,基本额RC定静负荷175KN0C轴承1的内部轴向力为NRS轴承2的内部轴向力为56922故轴承1的轴向力,NSF3101轴承2的轴向力NA21392由由参考文献1P220表1112可查得065172,0517320CC421E又ERFERFVV503642,405831取31,,2YXY故NFPNP6241324530,45082221取根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219表119,1110得温度系数,载荷0TF系数,寿命系数。由P218公式111C得轴承1的寿命01PF3HFCNLPTH62已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命LH8,故轴承寿命满足要求H(二)、输入轴1计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得,齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等,方向相反。即轴向力,径向力,圆周力NFA127NFR4953NFT581392平移轴向力所产生的弯矩为MDMAH3计算轴承支撑反力竖直方向,轴承1NFRTV轴承2TV101水平方向,轴承1,NMFRHRH311轴承2,R7121轴承1的总支撑反力VH53483922轴承2的总支撑反力NR1042224计算危险截面弯矩AA剖面左侧,竖直方向MNRMV4301789731水平方向H65962其合成弯矩为V11AA剖面右侧,竖直方向MN402水平方向MHH2其合成弯矩为MNHV2危险截面在AA剖面左侧。5计算截面应力由参考文献1P205附表101知抗弯剖面模量12635091/3DMW抗扭剖面模量475/3T弯曲应力MPAMB41263910,45CBAMPA扭剪应力WT28127689ⅠPATMA46.计算安全系数对调质处理的45钢,由参考文献1P192表101知抗拉强度极限650MPAB弯曲疲劳极限300MPA1扭转疲劳极限155MPA由表101注②查得材料等效系数10,2轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图101查得920绝对尺寸系数由附图101查得8,4由参考文献1P201公式105,106得,安全系数31MAS93111MA392542S查P202表105得许用安全系数S1518,显然SS,故危险截面是安全的7校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2P135表1128选择87,T4MM,40MM。轴HBL径为25MMD联轴器处键连接的挤压应力MPALDHTP6820425894Ⅰ由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显然键连接P15的强度足够8计算轴承寿命由参考文献2P138表122查7206C轴承得轴承基本额定动负荷178KN,基本额RC定静负荷128KN0C轴承1的内部轴向力为NRS轴承2的内部轴向力为8222由于2138706SNFSA故轴承1的轴向力,NFSA76164121轴承2的轴向力由由参考文献1P220表1112可查得034128,01830CCF4,21E又,63057ERFERVV取,4,1YXYX故NFPNP40,50821112取根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219表119,1110得温度系数,载荷0TF系数,寿命系数。由P218公式111C得轴承2的寿命01PF3HPFCNLTH3已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命LH40,故轴承寿命满足要求H(三)、输出轴1计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得,齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等,方向相反。即轴向力,径向力,圆周力NFA0314NFR9125NFT723542平移轴向力所产生的弯矩为MNDFMAH43计算轴承支撑反力竖直方向,轴承1FRTV轴承2NVTV8414水平方向,轴承1,MFHRH734轴承2,RR80914轴承1的总支撑反力NVH3627573221轴承2的总支撑反力914224计算危险截面弯矩AA剖面左侧,竖直方向MNRMV790253131水平方向H461074其合成弯矩为V211AA剖面右侧,竖直方向MNV2水平方向RMH813276873其合成弯矩为MNV危险截面在AA剖面左侧。5计算截面应力初定齿轮4的轴径为44MM,连接键由参考文献2P135表1128选择4D128,T5MM,28MM。HB2L由参考文献1P205附表101知抗弯剖面模量210/234343DTBMW抗扭剖面模量94/2342343TT弯曲应力MPAWMB6135781090,CBA扭剪应力AT8127519346MPTMA026.计算安全系数对调质处理的45钢,由参考文献1P192表101知抗拉强度极限650MPAB弯曲疲劳极限300MPA1扭转疲劳极限155MPA由表101注②查得材料等效系数10,2轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图101查得920绝对尺寸系数由附图101查得78,键槽应力集中系数由附表104查得(插值法)236K由参考文献1P201公式105,106得,安全系数1MAKS13751MA821349622S查P202表105得许用安全系数S1518,显然SS,故危险截面是安全的7校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2P135表1128选择108,T5MM,70MM。轴HBL径为35MMD联轴器处键连接的挤压应力MPALDHTP0317359464齿轮选用双键连接,180度对称分布。齿轮处键连接的挤压应力BLP9228423由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献1查得,显然键连接PAP150的强度足够8计算轴承寿命由参考文献2P138表122查7208C轴承得轴承基本额定动负荷268KN,基本额RC定静负荷205KN0C轴承1的内部轴向力为NRS9463274011轴承2的内部轴向力为5022由于14983650SNFSA轴承1的轴向力S491故轴承2的轴向力NFA96450362由由参考文献1P220表1112可查105,4605901CCF得,4321E又,4036279ERFERFVV取,,2YXY故NFPNP40,86372221取根据轴承的工作条件,查参考文献1P218219表119,1110得温度系数,载荷0TF系数,寿命系数。由P218公式111C得轴承2的寿命01PF3HFCNLPTH20已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命LH24,故轴承寿命满足要求H七、选择联轴器由于电动机的输出轴径(D38MM)的限制,故由参考文献2P127表131选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联,孔径取25MM。由于输出轴上的转矩大,所选联轴器的额定转矩大,故选HL3型,孔径取35MM。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小,低于2M/S,故齿轮的润滑方式选用油润滑,轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大,故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB59031986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880MM之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY14131980)。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑,故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释,也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件1窥视孔及窥视孔盖由于受集体内壁间距的限制,窥视孔的大小选择为长90MM,宽60MM。盖板尺寸选择为长120MM,宽90MM。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来,因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大,故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性,故选择带有凸台的铸铁盖板。2通气器为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大,导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏,使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中,故选用结构简单的通气螺塞即可,其规格为M2215。3放油孔及放油螺塞为了能在换油时将油池中的污油排出,清理油池,应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果,选择放油螺塞规格为M2015。考虑到其位于油池最底部,要求密封效果好,故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4油面指示器为了能随时监测油池中的油面高度,以确定齿轮是否处于正常的润滑状态,故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺,放置于机座侧壁,油标尺型号选择为M12。5吊耳和吊钩为了方便装拆与搬运,在机盖上设置吊耳,在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖,而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径,吊耳和吊钩的直径都取20MM。6.定位销本减速器机体为剖分式,为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓联接后,在镗孔之前,在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销,安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上,呈非对称布置。圆锥销型号选用GB11786A635。7起盖螺钉在机盖与机座联接凸缘的结合面上,为了提高密封性能,常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧,不易分开。为了便于拆下机盖,在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16MM,在端部有一个6MM长的圆柱。十一、参考文献1陈铁鸣主编.机械设计.第4版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20062王连明,宋宝玉主编.机械设计课程设计.第2版哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20053陈铁鸣,王连明主编.机械设计作业指导.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,20034徐灏主编.机械设计手册(第二版).北京机械工业出版社,20045陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册.北京高等教育出版社,20036王知行,刘廷荣主编.机械原理.北京高等教育出版社,2005

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