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机械设计,一级齿轮减速器?

2023-09-16 20:10:19
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马老四
仅供参考

一、传动方案拟定
第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。
(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=220mm。
运动简图二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为
Y100l2-4。
其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
(1) 取i带=3
(2) ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率(KW)
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
(1) 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带
(2) 确定带轮基准直径,并验算带速
由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9,取dd2=280
带速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3) 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200(适用)
(5) 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N

2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得:
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116:
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.

六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力:
圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
(3)、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+19+55)=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:已知d1=195mm
②求转矩:已知T2=198.58N?m
③求圆周力:Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
真可

他们的名字叫做轴端挡板,就是为了固定轴,专让轴端不发生转动,或者是固定里面霄字用的只是一个名字而已,起不到什么实际的作用

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2023-09-06 02:32:221

设计一级圆柱齿轮减速器,齿轮与轴的配合为什么是H7/r6?

齿轮孔与轴之间的具体的公差配合,不是固定模式的(固定种类)。一般是根据传动功率的大小;轴的转速、扭矩大小;装配难易程度等,选定的,当然,要首先满足使用要求。一般,传动功率小的,可以选取H7/m6、H7/p6,传动功率大的,可以选取H7/r6甚至H7/s6。过盈配合的“好处”,是可以在轴、孔之间有“预紧”,接触刚性高,耐冲击,适用于高载荷。过盈配合的缺点,装配、拆卸难,需专门工艺、工具,容易拉伤轴、孔表面,有的拆卸后不能再用。究竟如何来确定齿轮孔与轴的公差配合?一般采用类比法,参考同类型、同功率等,有可比性的、使用良好的产品,参考选用。在实际生产中,要对设计定型后的产品进行试验的,满足试验标准的就可以设计定型,否则,通过试验找出问题所在,改变设计(或者材料、工艺等),直到产品合格。其实,归根结底,“在设计减速器时是先根据使用要求的轴、孔的最大、最小间隙或者最大、最小过盈来确定H7/r6,还是先通过其他路途,选定H7/r6?”——都是“类比”与“经验”,只能作为设计参考(预设计),只有通过试验、使用,才能最终确定。
2023-09-06 02:32:336

二级斜齿圆柱齿轮减速器的课程设计的说明书

已经发送完毕~~
2023-09-06 02:33:082

急求带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器毕业设计

我觉得这个内容很多啊,但是你的具体要求好像又有差异,建议你网上找找
2023-09-06 02:33:402

机械设计一级减速器 v=1.192m/s 动载系数是多少

v=1.192m/s 属八级精度 齿轮 动载系数 Kv=1.10
2023-09-06 02:34:022

减速器-链传动的设计计算

传动设计工具 :www.zhizaoyun.com/tools/tg/cdsj.html
2023-09-06 02:34:132

蜗轮蜗杆减速器的二级传动设计

减速器的要求的最理想的。参考的
2023-09-06 02:34:212

帮忙给个机械设计基础的课程设计(减速器的设计)。

一.电动机的选择:1.选择电动机的类型:2.电动机功率选择:折算到电动机的功率为:3.确定电动机型号:二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1.减速器的总传动比为:2、分配传动装置传动比:按手册 表1,取开式圆柱齿轮传动比 因为 ,所以闭式圆锥齿轮的传动比 .三.运动参数及动力参数计算:1.计算各轴的转速:I轴转速: 2.各轴的输入功率电机轴: I轴上齿轮的输入功率: II轴输入功率: III轴输入功率: 3.各轴的转矩电动机的输出转矩:四、传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算:2、齿轮传动的设计计算:五、轴的设计计算及校核:六. 轴承的选择及计算七.键的选择和计算八.联轴器的选择九.减数器的润滑方式和密封类型的选择
2023-09-06 02:34:301

二级减速器如何设计

三. 原始数据鼓轮的扭矩T(N•m):850鼓轮的直径D(mm):350运输带速度V(m/s):0.7带速允许偏差(%):5使用年限(年):5工作制度(班/日):2四. 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算;2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择与校核;6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五. 设计任务1. 减速器总装配图一张2. 齿轮、轴零件图各一张3. 设计说明书一份六. 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
2023-09-06 02:34:411

二级直齿轮传动减速器设计

都忘了 我对不起我的老师
2023-09-06 02:34:512

机械设计,减速器设计

减速器地脚螺栓之间的距离可以根据结构,灵活运用,有个数参考,在合适的位置就可以。
2023-09-06 02:35:141

一级齿轮减速箱的壁厚,如何设计,说的详细点,谢谢

欢迎来淘宝:金星机械设计。这里提供专业的减速器设计!壁厚要看什么部位的,一般的是8-12就行了,然后有的地方是靠将强劲来保证强度的!
2023-09-06 02:35:253

求二级减速器毕业设计说明摘要

摘要 齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它是由齿轮、轴、轴承及箱体组成的减速装置,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递扭矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护方便,因此应用广泛。本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的拟定选择V带和同轴式二级圆柱齿轮减速器为传动装置,然后进行减速器和v带的设计计算(电动机的选择、V带设计、齿轮传动设计、轴的结构设计、选择并验算联轴器、键的选择和校核和轴承的润滑、大齿轮加工工艺编制等内容)运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计,完成齿轮减速器的二维零件图绘制和装配图的绘制。关键词:齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率
2023-09-06 02:35:361

机械设计,一级减速器设计,想问一下图中三条线分别代表什么?是什么意思?怎么确定箱体的尺寸,急求!

一级减速器设计原创一份 什么时候交呢.
2023-09-06 02:35:483

减速器轴承端盖的设计

机械设计经验丰富的人员会根据:空间位置,材料材质的选择,轴向应力的判断,设计一个合理的宽度。对于没有设计经验的初学者,可以参考机械设计手册,借鉴其中案例设计适合自己项目的尺寸。
2023-09-06 02:36:002

二级齿轮减速器设计中,传动比一般是前大后小。如果是前小后大,会有什么影响?

二级齿轮减速器设计中,传动比一般是前大后小。因为输入轴转速高、扭矩小,所以作用在齿上的力就小,齿轮可以选择的模数就小些。而到了输出轴,转速下降、扭矩增大,所以作用在齿上的力就大,齿轮选择的模数就必须大些。所以,这是使减速器体积、重量最小的传动比的分配方案。如果是前小后大,第二级传动会因为模数的增大,使得减速器整体的尺寸、重量随着一起增大了。
2023-09-06 02:36:101

设计一级齿轮减速器,已知装齿轮两个轴的直径,怎么确定这个减速器的中心距。有估计中心距的公式吗?

可以去找这样一家店,减速器设计室,很不错的店
2023-09-06 02:36:223

一级减速器轴的设计过程中,各轴段长度尺寸如何确定

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一. 总体布置简图 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 二. 工作情况: 载荷平稳、单向旋转 三. 原始数据 鼓轮的扭矩T(Nu2022m):850 鼓轮的直径D(mm):350 运输带速度V(m/s):0.7 带速允许偏差(%):5 使用年限(年):5 工作制度(班/日):2 四. 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算; 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核; 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 五. 设计任务 1. 减速器总装配图一张 2. 齿轮、轴零件图各一张 3. 设计说明书一份 六. 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 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 电动机的选择 1.电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 2.电动机容量的选择 1) 工作机所需功率Pw Pw=3.4kW 2) 电动机的输出功率 Pd=Pw/η η= =0.904 Pd=3.76kW 3.电动机转速的选择 nd=(i1"u2022i2"…in")nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4.电动机型号的确定 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: i=nm/nw nw=38.4 i=25.14 2.合理分配各级传动比 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩(Nu2022m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 传动件设计计算 1. 选精度等级、材料及齿数 1) 材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 2) 精度等级选用7级精度; 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 2.按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式(10—21)试算,即 dt≥ 1) 确定公式内的各计算数值 (1) 试选Kt=1.6 (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; (7) 由式10-13计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 N2=N1/5=6.64×107 (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 (9) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 [σH]1==0.95×600MPa=570MPa [σH]2==0.98×550MPa=539MPa [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 2) 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85 (2) 计算圆周速度 v= = =0.68m/s (3) 计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 (4) 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 (5) 计算载荷系数K 已知载荷平稳,所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 d1= = mm=73.6mm (7) 计算模数mn mn = mm=3.74 3.按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 1) 确定计算参数 (1) 计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 (3) 计算当量齿数 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 (4) 查取齿型系数 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 (5) 查取应力校正系数 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 (6) 计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。 2) 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4.几何尺寸计算 1) 计算中心距 z1 =32.9,取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55"50” 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4) 计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm,B2=85mm 5) 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴: 1.初步确定轴的最小直径 d≥ = =34.2mm 2.求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N; Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3.轴的结构设计 1) 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4. 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故:Fa1=638N Fa2=189N 5.精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 2) 截面IV右侧的 截面上的转切应力为 由于轴选用40cr,调质处理,所以 ([2]P355表15-1) a) 综合系数的计算 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , ([2]P38附表3-2经直线插入) 轴的材料敏感系数为 , , ([2]P37附图3-1) 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ([2]P40附图3-4) 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 , c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。 I轴: 1.作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2.初步确定轴的最小直径 3.轴的结构设计 1) 确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 d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 2) 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下: a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 III轴 1.作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2.初步确定轴的最小直径 3.轴的结构设计 1) 轴上零件的装配方案 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5.求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 滚动轴承的选择及计算 I轴: 1.求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 II轴: 6、 轴承30307的校核 1) 径向力 2) 派生力 , 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 III轴: 7、 轴承32214的校核 1) 径向力 2) 派生力 3) 轴向力 由于 , 所以轴向力为 , 4) 当量载荷 由于 , , 所以 , , , 。 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 5) 轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算 代号 直径 (mm) 工作长度 (mm) 工作高度 (mm) 转矩 (Nu2022m) 极限应力 (MPa) 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 , 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚 ([1]P163表17-3)(GB4323-84 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 , 装配尺寸 半联轴器厚 ([1]P163表17-3)(GB4323-84 减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。
2023-09-06 02:36:571

设计一级圆柱齿轮减速器,齿轮与轴的配合为什么是H7/r6?

齿轮孔与轴之间的具体的公差配合,不是固定模式的(固定种类)。一般是根据传动功率的大小;轴的转速、扭矩大小;装配难易程度等,选定的,当然,要首先满足使用要求。一般,传动功率小的,可以选取H7/m6、H7/p6,传动功率大的,可以选取H7/r6甚至H7/s6。过盈配合的“好处”,是可以在轴、孔之间有“预紧”,接触刚性高,耐冲击,适用于高载荷。过盈配合的缺点,装配、拆卸难,需专门工艺、工具,容易拉伤轴、孔表面,有的拆卸后不能再用。究竟如何来确定齿轮孔与轴的公差配合?一般采用类比法,参考同类型、同功率等,有可比性的、使用良好的产品,参考选用。在实际生产中,要对设计定型后的产品进行试验的,满足试验标准的就可以设计定型,否则,通过试验找出问题所在,改变设计(或者材料、工艺等),直到产品合格。其实,归根结底,“在设计减速器时是先根据使用要求的轴、孔的最大、最小间隙或者最大、最小过盈来确定H7/r6,还是先通过其他路途,选定H7/r6?”——都是“类比”与“经验”,只能作为设计参考(预设计),只有通过试验、使用,才能最终确定。
2023-09-06 02:38:083

求一份带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书

你去问老板
2023-09-06 02:38:201

急需一级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计.带式运输机传动装置。拉力F=1500, 速度V=1.1,卷直径为220mm.

需要帮忙做么
2023-09-06 02:38:312

一级直齿圆柱齿轮减速器设计

同意一楼,应该按指导书做吧,我们也做过这样的课程设计
2023-09-06 02:38:447

二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计 有的借看看咯~~

邮箱?
2023-09-06 02:39:042

哪位好心人能给我发一份二级圆柱齿轮减速器的课程设计,有说明书装备图零件图 邮箱:765966687@qq.com

机械设计课程设计说明书学院:西安交通大学机械学院专业:机械设计制造及其自动化班级:机设0602姓名:XXX教师:XXX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、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量:大批; 机器工作环境:清洁;机器载荷特性:平稳; 机器的最短工作年限:五年二班;二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器(弹性) ,轴承 ,齿轮 滚筒 故: 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围: 取10005.选择电动机选电动机型号为Y132S—6,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 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸D×E 建联接部分尺寸F×CD132 216×140 12 38×80 10×86.理论总传动比 7.传动比分配 故 , 8.各轴转速9.各轴输入功率:10.电机输出转矩: 11.各轴的转矩12.误差 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 2.940 29246.875 960 1 99Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98三、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[1]P138公式8.13可得: 式中各参数为:(1)小齿轮传递的转矩: (2)初选 =19, 则 式中: ——大齿轮数; ——高速级齿轮传动比。(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数 。(4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度: 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 (5)初取齿轮载荷系数 =1.3。(6)齿形系数 和应力修正系数 :齿轮当量齿数为 , 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79, =2.20 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56, =1.78(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得: 由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为: 和 。 由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为: 式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数; ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为: 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸(1)计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ; 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ; 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则 (2)对 进行修正,并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为 (3)计算传动尺寸。中心距 圆整为105mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 , 式中: ——小齿轮齿厚; ——大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数:(1)齿数比 。 (2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 (3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 (4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 (5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 (5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146图8.28()分别查得 , ; ——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ; ——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 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[1]P138公式8.13可得: 式中各参数为:(1)小齿轮传递的转矩: (2)初选 =23, 则 式中: ——大齿轮数; ——低速级齿轮传动比。(3)由参考文献[1] P144表8.6,选取齿宽系数 (4)初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度: 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 (5)初取齿轮载荷系数 =1.3。(6)齿形系数 和应力修正系数 :齿轮当量齿数为 , 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65, =2.28 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57, =1.76(7)许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得: 由参考文献[1] P146图8.28(h)可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为: 和 。 由参考文献[1] P147表8.7,取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为: 式中: ——齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数; ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为: 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸(1)计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ; 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ; 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ,则 (2)对 进行修正,并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1,圆整为 (3)计算传动尺寸。中心距 圆整为145mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 , 式中: ——小齿轮齿厚; ——大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数: (1)齿数比 。 (2)由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 (3)由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 (4)由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 (5)由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 (5)由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中: ——接触疲劳极限,由参考文献[1] P146图8.28()分别查得 , ; ——寿命系数,由参考文献[1] P147图8.29查得 , ; ——安全系数,由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献[1]P193公式10.2可得:齿轮轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。中间轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求,最后取 输出轴的最小直径: 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 。式中: ——由许用扭转应力确定的系数,由参考文献[1]P193表10.2,取 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[1]P140公式8.16可知式中: ——齿轮所受的圆周力,N; ——齿轮所受的径向力,N; ——齿轮所受的轴向力,N; 2.齿轮3(低速级主动轮)的受力计算: 由参考文献[1]P140公式8.16可知式中: ——齿轮所受的圆周力,N; ——齿轮所受的径向力,N; ——齿轮所受的轴向力,N;3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为: 4.轴向外部轴向力合力为: 5.计算轴承支反力: 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 ,与所设方向相反。 轴承2 ,与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力: 轴承2的总支撑反力: 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧,竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a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[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm,连接键由P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =32mm,毂槽深度 =3.3mm。由 ,故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧(齿轮3处)危险,故:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数: 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得: 键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],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 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键,轴,齿轮的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!10.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN,基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 故轴承1的轴向力 ,轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得: 又 取 故 取 根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ,故轴承寿命满足要求(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 2.平移轴向力所产生的弯矩为: 3.计算轴承支撑反力 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 , 轴承2 , 轴承1的总支撑反力: 轴承2的总支撑反力: 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由参考文献[1]P205附表10.1知:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6.计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数: 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得: 由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],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[2]P135表11.28选择 =8×7,t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN,基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 由于 故轴承1的轴向力 ,轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得: 又 取 故 取 根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ,故轴承寿命满足要求(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 2.平移轴向力所产生的弯矩为: 3.计算轴承支撑反力 竖直方向,轴承1 轴承2 水平方向,轴承1 , 轴承2 , 轴承1的总支撑反力: 轴承2的总支撑反力: 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧,竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a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[2]P135表11.28选择 =12×8,t=5mm, =28mm。 由参考文献[1]P205附表10.1知:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力 6.计算安全系数对调质处理的45#钢,由参考文献[1]P192表10.1知:抗拉强度极限 =650MPa弯曲疲劳极限 =300MPa扭转疲劳极限 =155MPa由表10.1注②查得材料等效系数: 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得: 键槽应力集中系数由附表10.4查得: (插值法)由参考文献[1]P201公式10.5,10.6得,安全系数查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8,显然S>[S],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[2]P135表11.28选择 =10×8,t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm联轴器处键连接的挤压应力 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 由于键,轴的材料都为45号钢,由参考文献[1]查得 ,显然键连接的强度足够!8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN,基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为: 轴承2的内部轴向力为: 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得: 又 取 故 取 根据轴承的工作条件,查参考文献[1]P218~219表11.9,11.10得温度系数 ,载荷系数 ,寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ,故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径(d=38mm)的限制,故由参考文献[2]P127表13-1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(GB5903——1986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413——1980)。牌号为ZL——2H。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M6×16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M22×1.5。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M20×1.5。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GB117-86 A6×35。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M10×22。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
2023-09-06 02:39:121

减速器结构设计中如何考虑装、拆的要求?

从实践出发,假如你是工人,具体的负责减速器的安装和拆卸。 从螺栓把合,到轴承间隙调整,都要具体来做,要考虑的事情,可是有很多啊。仔细想想吧,不少呢。
2023-09-06 02:39:223

一级直齿轮减速器课程设计的说明书怎么写啊

你没样本吗?我有的哦。我当年设计的是二级,不过差不多。
2023-09-06 02:39:563

二级直齿展开式圆柱齿轮减速器课程设计的课程设计及实验报告书

跟我做的差不多,这个不懂就请教同学嘛
2023-09-06 02:40:073

带式运输机用展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计CAD格式零件图装配图以及WORD格式说明书 急!!!!

单级斜齿圆柱减速器设计说明书院(系) 机械与汽车工程学院 专 业 班 级 学 号 姓 名 专业教研室、研究所负责人 指导教师 年 月 日XXXXXXX 大 学课 程 设 计 ( 论 文 ) 任 务 书兹发给 车辆工程 班学生 课程设计(论文)任务书,内容如下: 1. 设计题目:V带——单级斜齿圆柱减速器2. 应完成的项目:(1) 减速器的总装配图一张(A1) (2) 齿轮零件图 一张(A3) (3) 轴零件图一张(A3) (4) 设计说明书一份 3. 本设计(论文)任务书于2008 年 月 日发出,应于2008 年 月 日前完成,然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日指导教师 签发 年 月 日程设计(论文)评语:课程设计(论文)总评成绩:课程设计(论文)答辩负责人签字:年 月 日目 录一. 传动方案的确定―――――――――――――――5二. 原始数据――――――――――――――――――5三. 确定电动机的型号――――――――――――――5四. 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6五. 传动零件的设计计算―――――――――――――7六. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13七. 轴的设计――――――――――――――――――14八. 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19九. 键联接的选择和强度校核―――――――――――22十. 联轴器的选择和计算―――――――――――――22十一. 减速器的润滑―――――――――――――――22十二. 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明一、传动方案拟定二、原始数据: 带拉力:F=5700N, 带速度:v=2.28m/s, 滚筒直径:D=455mm 运输带的效率: 工作时载荷有轻微冲击;室内工作,水份和灰份为正常状态,产品生产批量为成批生产,允许总速比误差 4%,要求齿轮使用寿命为10年,二班工作制;轴承使用寿命不小于15000小时。三、电动机选择(1) 选择电动机类型: 选用Y系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率::运输机主轴上所需要的功率: 传动装置的总效率: , , , , 分别是:V带传动,齿轮传动(闭式,精度等级为8),圆锥滚子轴承(滚子轴承一对),联轴器(刚性联轴器),运输带的效率。查《课程设计》表2-3,取: 所以: 电动机所需功率: ,查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率 (3)选择电动机的转速取V带传动比范围(表2-2) ≤2~4;单级齿轮减速器传动比 =3~6 滚筒的转速: 电动机的合理同步转速: 查表16-1得电动机得型号和主要数据如下(同步转速符合)电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm(r/min) 堵载转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0查表16-2得电动机得安装及有关尺寸中心高 H 外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸 键公称尺寸200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置得总传动比 : 取V带传动比: ;单级圆柱齿轮减速器传动比: (1) 计算各轴得输入功率电动机轴: 轴Ⅰ(减速器高速轴): 轴Ⅱ(减速器低速轴): (2) 计算各轴得转速 电动机轴: 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : (3)计算各轴得转矩电动机轴 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : 上述数据制表如下:参数轴名 输入功率( )转速( )输入转矩( )传动比效率电动机轴 15.136 970 182.14 1.6893 0.95轴Ⅰ(减速器高速轴) 14.379 574.20 239.15 6 0.97轴Ⅱ(减速器低速轴) 13.669 95.70 1364.07 五、传动零件的设计计算1. 普通V带传动得设计计算① 确定计算功率 则: ,式中,工作情况系数取 =1.3② 根据计算功率 与小带轮的转速 ,查《机械设计基础》图10-10,选择SPA型窄V带。③ 确定带轮的基准直径 取小带轮直径: ,大带轮直径 : 根据国标:GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 ④ 验证带速: 在 之间。故带的速度合适。⑤确定V带的基准直径和传动中心距 初选传动中心距范围为: ,初定 V带的基准长度: 查《机械设计》表2.3,选取带的基准直径长度 实际中心距: ⑥ 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。⑦ 计算V带的根数z ,由 , ,查《机械设计》表2.5a,得 ,由 ,查表2.5c,得额定功率的增量: ,查表2.8,得 ,查表2.9,得 , 取 根。⑧ 计算V带的合适初拉力 查《机械设计》表2.2,取 得 ⑨ 计算作用在轴上的载荷 :⑩ 带轮的结构设计 (单位)mm 带轮尺寸 小带轮槽型 C基准宽度 11基准线上槽深 2.75基准线下槽深 11.0槽间距 15.0 0.3槽边距 9轮缘厚 10外径 内径 40带轮宽度 带轮结构 腹板式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造,其允许的最大圆周速度为25m/s.2. 齿轮传动设计计算(1)择齿轮类型,材料,精度,及参数① 选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合); ② 选择齿轮材料:由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢,并经调质后表面淬火,齿面硬度为HRC1=HRC2=45; ③ 选取齿轮为7级的精度(GB 10095-88);④ 初选螺旋角 ⑤ 选 小齿轮的齿数 ;大齿轮的齿数 (2)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算,即 A. 确定公式内各个计算数值① 试选载荷系数Kt=1.5② 小齿轮传递的转矩: ③ 由《机械设计》表12.5得齿宽系数 (对硬齿面齿轮, 取值偏下极限)④ 由《机械设计》表12.4弹性影响系数 ⑤ 节点区域系数 所以,得到 =2.4758⑥ 端面重合度= = 代入上式可得: ⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)⑧ 应力循环次数N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图12.4⑩ 接触疲劳许用应力 取 =0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa因为 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 =779.165 MpaB. 计算① 试算小齿轮分度圆② 计算圆周速度: = ③ 计算齿宽: = 1 57.24 = 57.24 mm④ 齿宽与齿高之比: /(2.25 ) ⑤ 计算载荷系数K根据v=2.28m/s,7级精度,由附图12.1查得动载系数 =1.07由附表12.2查得 ; 由附表12.1查得 .25参考课本附表12.3中6级精度公式,估计 <1.34,对称1.313取 =1.313 由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26载荷系数 ⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径 = ⑦ 计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 A. 确定公式中的各参数① 载荷系数K: 则 ② 齿形系数 和应力校正系数 当量齿数 = =21.6252,= =112.2453③ 螺旋角影响系数 轴面重合度 = =0.9385 取 =1得 =0.9374④ 许用弯曲应力 查课本附图6.5得 ,取 =1.4,则=0.86 500/1.4Mpa=307 Mpa=0.88 500/1.4Mpa=314 Mpa⑤ 确定 =2.73 1.57/307=0.01396=2.17 1.80/314=0.01244以 代入公式计算B. 计算模数mn 比较两种强度计算结果,确定 4、几何尺寸的计算 ① 中心距 =3 (21+126)/ (2cos80)=223mm取中心距 ② 修正螺旋角: ③ 分度圆直径: ④ 齿宽 ,取B2=65 mm,B1=70 mm⑤ 齿轮传动的几何尺寸,制表如下:(详细见零件图)名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮中心距 223 mm传动比 6法面模数 设计和校核得出 3端面模数 3.034法面压力角 螺旋角 一般为 齿顶高 3mm齿根高 3.75mm全齿高 6.75mm顶隙 c 0.75mm齿数 Z 21 126分度圆直径 64.188mm 382.262 mm齿顶圆直径 70.188 mm 388.262mm齿根圆直径 57.188 mm 375.262 mm齿轮宽 b 70mm 65mm螺旋角方向 左旋 右旋六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查《设计基础》表3-1经验公式,及结果列于下表。名称 代号 尺寸计算 结果(mm)底座壁厚 8箱盖壁厚 8底座上部凸圆厚度 12箱盖凸圆厚度 12底座下部凸圆厚度 20底座加强筋厚度 e 8底盖加强筋厚度 7地脚螺栓直径 d 或表3.416地脚螺栓数目 n 表3--4 6轴承座联接螺栓直径 0.75d 12箱座与箱盖联接螺栓直径 (0.5—0.6)d 8轴承盖固定螺钉直径 (0.4—0.5)d 8视孔盖固定螺钉直径 (0.3—0.4)d 5轴承盖螺钉分布圆直径 155/140轴承座凸缘端面直径 185/170螺栓孔凸缘的配置尺寸 表3--2 22,18,30地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 表3--3 25,23,45箱体内壁与齿轮距离 12箱体内壁与齿轮端面距离 10底座深度 H 244外箱壁至轴承端面距离 45七、轴的设计计算 1. 高速轴的设计① 选择轴的材料:选取45号钢,调质,HBS=230② 初步估算轴的最小直径 根据教材公式,取 =110,则: =32.182mm因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5% ③ 轴的结构设计: 考虑带轮的机构要求和轴的刚度,取装带轮处轴径 ,根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为: 两轴承支点间的距离: ,式中: ―――――小齿轮齿宽, ―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙, ――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离, ――――― 轴承宽度,选取30310圆锥滚子轴承,查表13-1,得到 得到: 带轮对称线到轴承支点的距离 式中: ------------轴承盖高度, t ――――轴承盖的凸缘厚度, ,故, ―――――螺栓头端面至带轮端面的距离, ―――――轴承盖M8螺栓头的高度,查表可得 mm――――带轮宽度, 得到: 2.按弯扭合成应力校核轴的强度。 ①计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力: 径向力: 轴向力: ②计算支反力 水平面: 垂直面: 所以: ③ 作弯矩图 水平面弯矩: 垂直面弯矩: 合成弯矩: ④ 作转矩图 (见P22页) T1=239.15Nm当扭转剪力为脉动循环应变力时,取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢,调质处理,其拉伸强度极限 ,对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道,A剖面的计算弯矩最大 ,该处的计算应力为:D 剖面的轴径最小,该处的计算应力为:(安全)⑥ 轴的结构图见零件图所示2.低速轴的设计(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110, 两个键,所以 mm考虑联轴器的机构要求和轴的刚度,取装联轴器处轴径 ,根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑 ---螺栓头端面至带轮端面的距离, k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ,选用6个L---轴联轴器长度,L=125mm得到: (4).按弯曲合成应力校核轴的强度①计算作用的轴上的力齿轮受力分析:圆周力: N径向力: 轴向力: ③ 计算支反力: 水平面: 垂直面: ,, ③ 作弯矩图 水平面弯矩: 垂直面弯矩: 合成弯矩: ④ 作转矩图 T2=1364.07Nm当扭转剪力为脉动循环应变力时,取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度
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急求两级圆柱齿轮减速器的设计说明书?

一、前言 (一) 设计目的: 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用,培养结构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。 (二) 传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。 二、传动系统的参数设计 原始数据:运输带的工作拉力F=0.2 KN;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=400mm(滚筒效率为0.96)。 工作条件:预定使用寿命8年,工作为二班工作制,载荷轻。 工作环境:室内灰尘较大,环境最高温度35°。 动力来源:电力,三相交流380/220伏。 1 、电动机选择 (1)、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 (2)、电动机功率选择: ①传动装置的总效率: =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率: 因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率: =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P =(1~1.3)P ,由查表得电动机的额定功率P = 5.5KW 。 ⑶、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: =(60×v)/(2π×D/2) =(60×2)/(2π×0.2) =96r/min 由推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I" =3~6。取V带传动比I" =2~4,则总传动比理时范围为I" =6~24。故电动机转速的可选范围为n" =(6~24)×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号 根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况,同时也要降低电动机的重量和成本,最终可确定同步转速为1500r/min ,根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ,满载转速 1440r/min 。 其主要性能:额定功率:5.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩2.2,质量68kg。 2 、计算总传动比及分配各级的传动比 (1)、总传动比:i =1440/96=15 (2)、分配各级传动比: 根据指导书,取齿轮i =5(单级减速器i=3~6合理) =15/5=3 3 、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速(r/min) =960r/min =1440/3=480(r/min) =480/5=96(r/min) ⑵计算各轴的功率(KW) 电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩(N61mm) TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N61m =9550×4.138/96 =411.645N61m =9550×4.056/96 =403.486N61m 三、传动零件的设计计算 (一)齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢,调质,齿面硬度220HBS;根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm (2)确定有关参数和系数如下: 传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数: =5×20=100 ,所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差:(i -i)/I=(5.05-5)/5=1%<2.5% 可用 齿数比: u=i 取模数:m=3 ;齿顶高系数h =1;径向间隙系数c =0.25;压力角 =20°; 则 h *m=3,h )m=3.75 h=(2 h )m=6.75,c= c 分度圆直径:d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 由指导书取 φ 齿宽: b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm , b 齿顶圆直径:d )=66, d 齿根圆直径:d )=52.5, d )=295.5 基圆直径: d cos =56.38, d cos =284.73 (3)计算齿轮传动的中心矩a: a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm (二)轴的设计计算 1 、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217~255HBS 根据指导书并查表,取c=110 所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 ①轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段:d =25mm , L =(1.5~3)d ,所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L =(2+20+55)=77mm III段直径: 初选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm. =d=35mm,L =T=18.25mm,取L Ⅳ段直径: 由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:d =(35+3×2)=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为41mm +2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同,即L Ⅴ段直径:d =50mm. ,长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径:d =41mm, L Ⅶ段直径:d =35mm, L <L3,取L 2 、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=110 =110× (2.168/76.4) =38.57mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 ②确定轴的各段直径和长度 初选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长42.755mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 则 d =42mm L = 50mm L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L 四、滚动轴承的选择 1 、计算输入轴承 选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm. 2 、计算输出轴承 选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm 五、键联接的选择 1 、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择: 带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择C型平键联接。 根据轴径d =42mm ,L =65mm 查手册得,选用C型平键,得: 卷扬机 装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得:键宽b=12,键高h=8,因轴长L =65,故取键长L=56 2 、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得,选用C型平键,得: 装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得:键宽b=18,键高h=11,因轴长L =53,故取键长L=45 3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键,得: 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得:键宽b=8,键高h=7,因轴长L =62,故取键长L=50 4 、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键,得: 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得:键宽b=14,键高h=9,因轴长L =60,故取键长L=49 六、箱体、箱盖主要尺寸计算 箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下: 七、轴承端盖 主要尺寸计算 轴承端盖:HT150 d3=8 n=6 b=10 八、减速器的 减速器的附件的设计 1 、挡圈 :GB886-86 查得:内径d=55,外径D=65,挡圈厚H=5,右肩轴直径D1≥58 2 、油标 :M12:d =6,h=28,a=10,b=6,c=4,D=20,D 3 、角螺塞 M18 × 1.5 :JB/ZQ4450-86 九、 设计参考资料目录 1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,1999.6 2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州:浙江大学出版社,1997.11
2023-09-06 02:40:281

设计题目 设计一带式运输机上的二级减速器(设计第一级.第二级减速均采用斜齿圆柱齿轮传动)

计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1) 工作条件:使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1000N;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1)传动装置的总功率:η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率:P工作=FV/1000η总=1000×2/1000×0.8412=2.4KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×50=76.43r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I"a=3~6。取V带传动比I"1=2~4,则总传动比理时范围为I"a=6~24。故电动机转速的可选范围为n"d=I"a×n筒=(6~24)×76.43=459~1834r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案:如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能:额定功率:3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比(1) 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)(2) ∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)2、 计算各轴的功率(KW)PI=P工作=2.4KWPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96=2.168KW3、 计算各轴扭矩(Nu2022mm)TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875Nu2022mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9Nu2022mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4=271000Nu2022mm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P83表5-9得:kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得:选用A型V带(2) 确定带轮基准直径,并验算带速由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2u2022dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4,取dd2=200mm实际从动轮转速n2"=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min转速误差为:n2-n2"/n2=458.2-480/458.2=-0.048<0.05(允许)带速V:V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内,带速合适。(3) 确定带长和中心矩根据课本P84式(5-14)得0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)所以有:210mm≤a0≤600mm由课本P84式(5-15)得:L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据课本P71表(5-2)取Ld=1400mm根据课本P84式(5-16)得:a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2=500-38=462mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-200-100/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200(适用)(5)确定带的根数根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW根据课本P79表(5-6)△P1=0.11KW根据课本P81表(5-7)Kα=0.96根据课本P81表(5-8)KL=0.96由课本P83式(5-12)得Z=PC/P"=PC/(P1+△P1)KαKL=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96=3.99(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N=158.01N则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3由式(6-15)确定有关参数如下:传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差:i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齿数比:u=i0=6由课本P138表6-10取φd=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2=50021.8Nu2022mm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得:σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得:d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm=48.97mm模数:m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数:m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132(6-48)式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽:b=φdd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136(6-53)式:[σF]= σFlim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得:σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa由图6-36查得:YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式(6-49)σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< [σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< [σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质,硬度217~255HBS根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=19.7×(1+5%)mm=20.69∴选d=22mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定(2)确定轴各段直径和长度工段:d1=22mm 长度取L1=50mm∵h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:L2=(2+20+16+55)=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同,即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:(30+3×2)=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径:已知d1=50mm②求转矩:已知T2=50021.8Nu2022mm③求圆周力:Ft根据课本P127(6-34)式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ftu2022tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图(如图a)(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力:FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1Nu2022m(3)绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为:MC2=FAZL/2=500.2×50=25Nu2022m(4)绘制合弯矩图(如图d)MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nu2022m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=48Nu2022m(6)绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88Nu2022m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计(1)轴的零件定位,固定和装配单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。(2)确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径:已知d2=300mm②求转矩:已知T3=271Nu2022m③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ftu2022tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1Nu2022m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26Nu2022m(4)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1Nu2022m(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=1Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2=275.06Nu2022m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件,轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承(1)已知nⅡ=458.2r/min两轴承径向反力:FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表(11-9)取f P=1.5根据课本P262(11-6)式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=750.3N∵角接触球轴承ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264(11-10c)式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2 Fa=0∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11-8)得:e=0.68∵FA1/FR1<e ∴x1=1y1=0∵FA2/FR2<e ∴x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表(11-9)取fP=1.5根据式(11-6)得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LH∵P1=P2 故P=1355 ε=3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264 表(11-10)得:ft=1根据课本P264 (11-10c)式得Lh=16670/n(ftCr/P) ε=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>48720h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得,选用C型平键,得:键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nu2022m h=7mm根据课本P243(10-5)式得σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nu2022m查手册P51 选A型平键键10×8 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式(10-5)得σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
2023-09-06 02:40:421

减速器外形尺寸设计中a是什么?怎样确定?比如σ=0.025a+3≥8,急需,万分谢谢!!!

vjma的,拉
2023-09-06 02:41:075

一级减速器和二级减速器哪个难设计

二级减速器难设计。1、一级行星减速机指的是拥有一套(行星轮、太阳轮、内齿圈组成一套)的减速机。2、二级行星减速机指的是拥有两套(行星轮、太阳轮、内齿圈组成一套)的减速机。
2023-09-06 02:41:281

求 齿轮减速器传动设计说明书装配图,零件图 做课程设计,满意答复追加50分。

谢谢 留个qq
2023-09-06 02:41:382

直齿圆柱齿轮一级减速器 毕业设计

怎么跟我们的一样 有好的共享一下
2023-09-06 02:41:515

设计带式输送机减速器的高速级直齿圆柱齿轮转动,已知转动功率 p1=12kw,小齿轮转速n1=960r/min,

设计带式输送机减速器的高速级直齿圆柱齿轮转办法知道更多办
2023-09-06 02:42:092

二级减速器齿轮设计中 高速齿轮设计中 计算结果为1.84 模数取什么。

给你做个参考 一、前言 (一) 设计目的: 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用,培养结构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。 (二) 传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。 二、传动系统的参数设计 原始数据:运输带的工作拉力F=0.2 KN;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=400mm(滚筒效率为0.96)。 工作条件:预定使用寿命8年,工作为二班工作制,载荷轻。 工作环境:室内灰尘较大,环境最高温度35°。 动力来源:电力,三相交流380/220伏。 1 、电动机选择 (1)、电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机 (2)、电动机功率选择: ①传动装置的总效率: =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率: 因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率: =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P =(1~1.3)P ,由查表得电动机的额定功率P = 5.5KW 。 ⑶、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: =(60×v)/(2π×D/2) =(60×2)/(2π×0.2) =96r/min 由推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I" =3~6。取V带传动比I" =2~4,则总传动比理时范围为I" =6~24。故电动机转速的可选范围为n" =(6~24)×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号 根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况,同时也要降低电动机的重量和成本,最终可确定同步转速为1500r/min ,根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ,满载转速 1440r/min 。 其主要性能:额定功率:5.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩2.2,质量68kg。 2 、计算总传动比及分配各级的传动比 (1)、总传动比:i =1440/96=15 (2)、分配各级传动比: 根据指导书,取齿轮i =5(单级减速器i=3~6合理) =15/5=3 3 、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速(r/min) =960r/min =1440/3=480(r/min) =480/5=96(r/min) ⑵计算各轴的功率(KW) 电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩(Nmm) TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63Nm =9550×4.138/96 =411.645Nm =9550×4.056/96 =403.486Nm 三、传动零件的设计计算 (一)齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢,调质,齿面硬度220HBS;根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm (2)确定有关参数和系数如下: 传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数: =5×20=100 ,所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差:(i -i)/I=(5.05-5)/5=1%<2.5% 可用 齿数比: u=i 取模数:m=3 ;齿顶高系数h =1;径向间隙系数c =0.25;压力角 =20°; 则 h *m=3,h )m=3.75 h=(2 h )m=6.75,c= c 分度圆直径:d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 由指导书取 φ 齿宽: b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm , b 齿顶圆直径:d )=66, d 齿根圆直径:d )=52.5, d )=295.5 基圆直径: d cos =56.38, d cos =284.73 (3)计算齿轮传动的中心矩a: a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm (二)轴的设计计算 1 、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217~255HBS 根据指导书并查表,取c=110 所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 ①轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段:d =25mm , L =(1.5~3)d ,所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长: L =(2+20+55)=77mm III段直径: 初选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm. =d=35mm,L =T=18.25mm,取L Ⅳ段直径: 由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:d =(35+3×2)=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为41mm +2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同,即L Ⅴ段直径:d =50mm. ,长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径:d =41mm, L Ⅶ段直径:d =35mm, L <L3,取L 2 、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217~255HBS) 根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=110 =110× (2.168/76.4) =38.57mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 ②确定轴的各段直径和长度 初选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长42.755mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 则 d =42mm L = 50mm L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L 四、滚动轴承的选择 1 、计算输入轴承 选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm. 2 、计算输出轴承 选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm 五、键联接的选择 1 、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择: 带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择C型平键联接。 根据轴径d =42mm ,L =65mm 查手册得,选用C型平键,得: 卷扬机 装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得:键宽b=12,键高h=8,因轴长L =65,故取键长L=56 2 、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得,选用C型平键,得: 装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得:键宽b=18,键高h=11,因轴长L =53,故取键长L=45 3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键,得: 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得:键宽b=8,键高h=7,因轴长L =62,故取键长L=50 4 、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键,得: 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得:键宽b=14,键高h=9,因轴长L =60,故取键长L=49 六、箱体、箱盖主要尺寸计算 箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下: 七、轴承端盖 主要尺寸计算 轴承端盖:HT150 d3=8 n=6 b=10 八、减速器的 减速器的附件的设计 1 、挡圈 :GB886-86 查得:内径d=55,外径D=65,挡圈厚H=5,右肩轴直径D1≥58 2 、油标 :M12:d =6,h=28,a=10,b=6,c=4,D=20,D 3 、角螺塞 M18 × 1.5 :JB/ZQ4450-86 九、 设计参考资料目录 1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,1999.6 2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州:浙江大学出版社,1997.11
2023-09-06 02:42:271

一级圆柱齿路减速器课程设计

发了,查收,是模板。。数据不同,,改改就行,,,490351611
2023-09-06 02:42:482

行星减速器设计的步骤是什么

根据输入输出的功率及转速计算需要的模数,设计系统的齿形角,齿高系数及顶隙系数,各轮的齿数,初定中心距并计算相应参数,如果结果符合设计者的要求就可以设计各零件,按行星系统的要求进行各种校核,如都通过了就可以试生产了。
2023-09-06 02:43:071

设计一个一级圆柱直齿轮减速器

我最近打算把减速器设计电算化,刚开始,现在刚把带传动设计部分做完,或许你能用得上。是一个安卓应用,肯定比手算方便多了。http://www.mumayi.com/android-490535.html?1389523992
2023-09-06 02:43:182

急求减速器轴设计结果?

小齿轮轴的设计:初步设计轴上各段的直径大小(小齿轮共分五段)第一段dmin>=C*(P/N)^(1/3)采用45钢,取其C值115,其传递的功率P=3.75kw, 其转速N=320计算所得dmin= 26.1211mm此处有键槽,故扩大5%,得到27.4272mm按照标准直径系列选取28mm第二段此段直径最小值为33mm又因为此处有密封元件,查密封元件的相关资料,得知此处直径可取35mm第三段此段的直径最小值为42mm查找轴承的相关资料,得知此处的直径可取45mm采用深沟球轴承,宽度系列为2(即宽系列)则此轴承代号为62xx,外径尺寸=85mm,宽度=19mm.第四段此段直径最小值为52mm可按标准直径系列,取56mm第五段此处安装轴承,与第三段尺寸相同,故为45mm初步设计轴上各段的长度大小(小齿轮共分五段)第一段此段安装的是大带轮,其尺寸略小于大带轮的宽度即可,取其小于大带轮宽度5mm,我们计算得到的大带轮的宽度为57mm故第一段长度为52mm第二段此段长度上安装轴承端盖,故此段长度=2+端盖长度+端盖上的螺钉长度此处,采用凸缘式轴承端盖,参考51面。因为轴承外径=85mm,故螺钉直径=8mm,螺钉数目=4经查表,用于铸铁的该种螺钉的拧入深度=12mm,经查表,张美麟的机械基础课程设计115面,该种螺钉的K值为5.3mm端盖凸缘厚度=1.2*8mm=9.6mm螺钉的k值(即大头长度=5.3mm)故估计此螺钉长度=26.9mm端盖长度>=2*端盖凸缘厚度+x,现在取x=5,则端盖长度=24.2mm故此段长度=2+端盖长度+端盖上的螺钉长度=53.1mm第三段此段上有轴承宽=19mm,有轴承端面到箱体内壁的距离,因为是脂润滑,取值在10~12,故取10,有齿轮端面到箱体内壁的距离也取10,故此段长度=19+10+10=39mm第四段此段长度为小齿轮宽度+2*5=70mm第五段根据对称分布,此段上有轴承宽=19mm,有轴承端面到箱体内壁的距离,因为是脂润滑,取值在10~12,故取10,有齿轮端面到箱体内壁的距离也取10(或者,此段的长度=第三段的长度) 此段的长度=39mm*****************over******************大齿轮轴的设计:初步设计轴上各段的直径大小(大齿轮共分六段)第一段dmin>=C*(P/N)^(1/3)采用45钢,取其C值115,其传递的功率P=3.6kw, 其转速N=76.4计算所得dmin= 41.5369mm此处有键槽,故扩大5%,得到43.6137mm按照标准直径系列选取45mm第二段此段直径最小值为52mm又因为此处有密封元件,查密封元件的相关资料,得知此处直径可取55mm第三段此段的直径最小值为64mm查找轴承的相关资料,得知此处的直径可取65mm采用深沟球轴承,宽度系列为2(即宽系列)则此轴承代号为62xx,外径尺寸=120mm,宽度=23mm.第四段此段直径最小值为74mm因为要安装齿轮,故要取标准直径系列值,取75mm第五段此段的直径最小值为84mm此处的尺寸无需采用标准尺寸,故采用较小的值84mm此段长度b≈0.7*直径差=4.2,取5mm第六段此处可能采用套筒+挡油盘来定位轴承,安装的尺寸为轴承尺寸,故和第三段相等,为65mm初步设计轴上各段的长度大小(大齿轮共分六段)第一段此段安装的是联轴器,其尺寸略小于联轴器的宽度即可,取其小于大带轮宽度2mm,我们选择的联轴器的宽度为112mm故第一段长度为110mm第二段此段长度上安装轴承端盖,故此段长度=2+端盖长度+端盖上的螺钉长度此处,采用凸缘式轴承端盖,参考51面。因为轴承外径=120mm,故螺钉直径=10mm,螺钉数目=6经查表,用于铸铁的该种螺钉的拧入深度=15mm,经查表,张美麟的机械基础课程设计115面,该种螺钉的K值为6.4mm端盖凸缘厚度=1.2*10mm=12mm螺钉的k值(即大头长度=6.4mm)故估计此螺钉长度=33.4mm端盖长度>=2*端盖凸缘厚度+x,现在取x=5,则端盖长度=29mm故此段长度=2+端盖长度+端盖上的螺钉长度=64.4mm第三段此段上有轴承宽=23mm,有轴承端面到箱体内壁的距离,因为是脂润滑,取值在10~12,故取10,有齿轮端面到箱体内壁的距离也取10,有齿轮超出轴段的一个小距离,取1,故此段长度=23+10+10+1=44mm第四段此段的长度=大齿轮的宽度-1=90- 1=89mm第五段此段已近在轴颈时确定为5mm第六段根据对称分布,此段上有轴承宽=23mm,有轴承端面到箱体内壁的距离,因为是脂润滑,取值在10~12,故取10,有齿轮端面到箱体内壁的距离也取10,再减去第五段的长度5mm.(或者,此段的长度=第三段的长度-第五段的长度-1) 此段的长度=44-5-1=38mm*****************over************************************over*******************为了使得大小齿轮轴的在同一内壁上安装,应该对大小齿轮轴的轴段进行如下修正:小齿轮轴第三段和第五段都要延长10mm*****************over************************************over******************* 以上的结果对不对就不知道了,选用的联轴器是GICL2,Y型轴孔。轴承好像是6209和6213.
2023-09-06 02:43:271