帶傳動-單級圓柱斜齒減速器

機械設計課程設計2023-2023第2學期姓名：班級：指導教師：成績：日期：2023年4月目錄運動參數(shù)的計算………4帶傳動的設計………6齒輪的設計…………8軸的設計……………12齒輪結構設計…………18軸承的選擇及計算……19鍵連接的選擇和校核…………………23聯(lián)軸器的選擇………24潤滑密封設計……24箱體結構的設計…………261.設計目的〔1〕通過課程設計的實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械課程和其他先修課程的理論和是成產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設計問題的能力?！?〕學習機械設計的一般方法，賬務機械設計的一般規(guī)律?！?〕進行機械設計的根本技能的訓練。例如畫圖、計算、繪圖、查閱設計資料和手冊。運用標準和標準2.設計方案設計用于帶式運輸機的“帶傳動－單級圓柱斜齒減速器〞，圖示如下，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%運輸帶工作拉力F〔N〕運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)17602503.電機選擇〔1〕選擇電動機的類型按工作的要求和工作的條件選用Y系列的三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V〔2〕選擇電動機工作機的效率為P==從電動機到工作機輸送帶的間的總效率為算式中分別為聯(lián)軸器。軸承，齒輪傳動，卷筒和V帶的傳動效率其中=0.99=0.98=0.97=0.96=0.96=所以電動機所需要的工作功率P==(3)確定電動機的轉速按表所推薦的合理的范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比V帶傳動，單級減速器的傳動比所以。而工作機卷筒軸===107所以電動機轉速的可選范圍為===〔642~2568〕符合這一范圍的同步轉速為75010001500三種，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質量及價格等因素，為了使傳動裝置的結構更加緊湊，決定選用同步轉速為1000的電動機。根據(jù)電動機的類型，容量和轉速，由電機產(chǎn)品目錄選定電動機型號為Y132S-6Y132S-6型電動機的主要性能電動機型號額定功率/KW滿載轉速/()Y132S-63960型號HABCDEFGDGKbbbhAABBHALY132S-61322161408938801033122802101353156020015400〔2〕．計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比〔1〕電動機的額定轉速=960傳動帶的速度===由參考書【1】中表9.2可知V帶傳動比的推薦值為2~4，單級傳動減速器的傳動比為3~6,=估算V帶的傳動比=2.2425，=4。傳動比分配表如圖i初始確定初始確定2,242544〔4〕．計算傳動裝置各軸的傳動和動力參數(shù)〔1〕.各軸轉速電機軸：==Ⅰ軸==960Ⅱ軸===Ⅲ軸==≈107〔2〕．各軸的輸入功率Ⅰ軸：P=P2×Ⅱ軸：P=P××Ⅲ軸：P=P××卷筒：P=P×〔3〕各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩T××=×××故：Ⅰ軸：T=T×××Ⅱ軸：T=T=2.809×0.98×0.96××Ⅲ軸：T=T=×××××T=T××N將上述結果匯總與表如下表：軸名功率P/kW轉矩/(N)轉速n/(r)傳動比i144效率0．94電機軸×Ⅰ軸×Ⅱ軸5.9265×Ⅲ軸×107卷筒軸×1074.與電機相連是我聯(lián)軸器的選擇〔1〕由于電動機的轉速為由于載荷平穩(wěn)不會有太大的沖擊，所以對緩沖能力要求不高，所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器〔2〕計算聯(lián)軸器的轉矩由于機器的啟動的動載荷和運轉中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉矩來計算轉矩T=KT根據(jù)參考書【2】表14-1工作情況系數(shù)K可知K=所以T=K××6×N型號的選擇：由于要滿足與電動機軸身的連接，而電動機的軸身直徑D=38mm型彈性注銷來聯(lián)軸器選擇LT6型，需用轉速為3300許用轉矩250×Nm軸徑為32~42電機直徑38mm可用LT6聯(lián)軸器40×112GB/T4323-2002主動端：d=112mmA型鍵槽從動端：d=40mm,Y型軸孔L=112mm，A型鍵槽4.V帶傳動的計算〔1〕V帶傳動主要參數(shù)確實定1.確定計算功率P由于參考書【2】表8-7差的工況系數(shù)K。1軸功率P故P=KP×〔2〕選用V帶的帶型由P，及1軸轉速，根據(jù)參考書【2】圖8-10選用A型〔3〕確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v1).初選小帶輪直徑d.由參考書【2】表8-6和表8-8取小帶輪直徑d=100mm2)計算帶速vv==5<v<25故帶速適宜3)計算大帶輪直徑d=i×d×100=圓整成224mm4〕確定V帶的中心距a和基準長度L〔d+d〕≤a≤2〔d+d〕226≤a≤648初定中心距a=500mm2)計算帶所需要的基準長度L2a+〔d+d〕+={500×2+×(100+224)+=由參考書【2】中表8-2選帶的基準長度L=1600mm3〕計算實際中心距aa=a+=(500+)mm≈=541.368mm-〔〕=-〔224-100〕≥906.計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率P由d=100mmn=,根據(jù)參考書【2】表8-4a得P≈根據(jù)n=，i=2.2425和A型帶查參考書【2】表8-4b得⊿P查表8-5得K015于是P=〔P+⊿P〕KK=〔0.96+0.1116〕××2)計算v帶的根數(shù)Z==課圓整成4根基7.計算單根v帶初拉力的最小值〔F由參考書【2】表8-3得A型帶的單位長度質量q=/m所以〔F=500+qv=500×=500×應使帶的實際初拉力F>〔F壓軸力的最小值為〔F〕=2z〔Fsin=2×4×〔1〕查表8-10得：如下圖t即.s即，取那么輪緣寬：⑵、小帶輪的設計采用材料HT150鑄鐵取聯(lián)軸器主動端孔徑與從動端孔徑相等，均為為電機軸的直徑，且，故采用腹板式。腹板上不開孔。那么小帶輪的結構形式如下列圖所示：、局部結構尺寸確定：，取C=〔〕，取L=〔1.5~2〕d，取那么小帶輪的結構形式如下列圖所示：⑶、大帶輪的設計輪緣寬可與小帶輪相同，輪彀寬可與高速軸的結構設計同步進行。由高速軸最小軸徑d=23mm得，大帶輪孔徑d=23mm且d那么，?。挥捎?，同時，故大帶輪采用孔板式結構，結構形式如下列圖：局部結構尺寸確定：〔算法同小帶輪〕取L=44mm5.齒輪的設計由題意1.選齒輪的精度等級，材料及齒數(shù)運輸為一般工作機器，速度不高，應選用7級精度2〕材料選擇。由參考書【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質)硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質)硬度為240HBS，二者材料硬度之差為40HBS3〕選小齒輪的齒數(shù)z=19，大齒輪的齒數(shù)z=19×4=76為使齒輪嚙合平穩(wěn)，磨損均勻，z，z應互為質數(shù)。4〕初選螺旋角=14d試確定公式內(nèi)的計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K由參考書【2】10-30選取區(qū)域系數(shù)Z有參考書【2】10-26查得=0.67，所以=+計算小齒輪的轉矩T==×10由表10-7選取齒寬系數(shù)=1由參考書【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z有參考書【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa計算應力循環(huán)次數(shù)N=60jL=60××1×(2×8×365×10)×10N===3.75×10由參考書【2】圖10-19取接觸疲勞系數(shù)K=0.90,K計算接觸疲勞需用應力取失效概率1％，平安系數(shù)S=1，=×600MPa=540MPa=×10)需用接觸應力==1〕d==2)計算圓周速度V===/s3〕計算尺寬b及mb==1×48.203=m==h=×b/h==8.7034)計算縱向重合度×1×19×tan145〕計算載荷K使用系數(shù)K=1，根據(jù)v=1.08m/s，7級精度，由參考書【2】圖10-8查得KK由表10-3查得K=KK=KKKK=1×××按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=m==3.按齒根彎曲強度計算m=確定計算參數(shù)1〕.計算載荷參數(shù)K=KKKK=1×××根據(jù)縱向重合度=1.506，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y計算當量齒數(shù)z==z==4)查取齒形系數(shù)有參考書【2】表10-5查得Y=2.77Y查取應力校正系數(shù)Y=1.558Y1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa，大齒輪的彎曲強度極限=380MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85，K====并加以比擬==1638大齒輪的數(shù)值大m比照計算結果，由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m大于由齒面彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度的所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，所以可取彎曲強度算的的模數(shù)1.7076并就近圓整成2.0mm，并按了同時滿足接觸疲勞強度，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d=49.0225mm來計算應有的齒數(shù)。于是由z===取z=23那么z=zu=23×4=924．幾何尺寸計算〔1〕計算中心距a===mm將中心距圓整成119mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos==14.89因變化不多因此參數(shù)，等不必修正〔3〕計算大小齒輪的分度圓直徑======(5)計算齒輪寬度b==1×47.598=圓整后B=50=55mm〔5〕齒輪的結構設計軸一起做成齒輪軸起結構尺寸入下表圖在零件圖上.由于齒輪的速度小于2m/s,所以潤滑方式為脂潤滑。齒輪的參數(shù)如下表：名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)2392分度圓直徑齒頂高69齒根高77齒頂圓直徑齒根圓直徑186,255中心距119齒寬5550〔1〕。減速器低速軸的設計齒輪機構的參數(shù)如下齒輪的參數(shù)zzmh齒寬數(shù)值2392201B=55B=50n=107r/minT4×102〕求作用在齒輪上的力大齒輪的分度圓直徑dF===F=F=Ftan初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理取A=114于是得d=A=114=輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑d.為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑想適應。故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉矩T=K根據(jù)參考書【2】表1.考慮到轉矩變化很小，故取K那么T=K=1.3××10×10按照計算轉矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:HL3型聯(lián)軸器,其公稱轉矩為:630×10半聯(lián)軸器的孔徑:d=38mm,故取:.半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:L=60mm4〕軸的結構設計選用如下圖的轉配方案〔2〕根據(jù)軸向定位要求確定軸的的各段直徑和長度1〕。為了滿足辦聯(lián)軸器的定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩。故2-3段得直徑d=45mm..左端用軸端擋圈定位。按軸端直徑D=48mm.半聯(lián)軸器與軸配合轂孔L=60mm,為保證軸端擋圈至壓在聯(lián)軸器上而不是壓在軸端面上。故1-2段的長度變化硬幣L略短一些?，F(xiàn)取現(xiàn)取L=58mm2)初步選擇滾動軸承軸承同時受徑向力和軸向力的作用。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=45mm×D×T=50mm×90×故==50mm而l3)右端滾動軸承采用軸肩定位。由參考書【1】查得30210型軸承的最小安裝尺寸是57mm。所以取安裝齒輪處得軸段d=55mm.齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為50mm.為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪。此軸段應略短于吃亂輪轂的寬度。故取l=47mm.齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩的高度h=0.07d.故取h=5mm.故軸環(huán)直徑d=65mm.軸環(huán)寬度b1.4h。l=10mm4)軸承端蓋的總寬度為20mm〔有減速器及軸承端蓋的結構設計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的的外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離l=30mm.故l=50mm5)取齒輪距離箱體內(nèi)壁的距離a=16mm.考慮到箱體的鑄造誤差。在確定滾動軸承的位置是。應距箱體內(nèi)壁有一段的距離s.取s=8mm.滾動軸承的寬度T=。l=T+s+a+(50-47)=21.75+8+16+3=48.75mm根據(jù)與高速軸的配合。軸環(huán)5)軸上零件的軸向定位齒輪與半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d有參考書【2】表6-1查得平鍵平面b×h=16mm×10mm.鍵槽用鍵槽銑刀加工，與半聯(lián)軸器長度為56mm。同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性。應選擇齒輪輪轂與軸的配合精度為。同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接。選用平鍵10mm×8mm×46mm,與齒輪連接的長度是45mm半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考參考書【2】表15-2。取軸端的倒角為2×45.各軸肩處得圓角半徑見圖根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖如下圖從軸的結構圖級玩具扭矩圖可以看出C截面是軸的危險截面現(xiàn)在將C處得M級M值列于表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT驚醒校核時通常只校核承受最大的彎矩和扭矩的截面5應為軸的單向旋轉。扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力取。軸的計算應力=由于選定的材料是45鋼調(diào)制處理。由參考書【2】表15-1查得因此故平安校核軸的疲勞強度〔1〕判斷危險截面截面ⅡⅢ；A，B只受扭矩雖然鍵槽。軸肩級過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度。但由于軸的最小直徑按扭轉強度較為寬裕確定的。所以截面A.ⅡⅢB均無需校核從應力集中對對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處得過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看。截面應力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用。同時軸徑也比擬大。故不必做強度校核。截面C上應力最大。但應力集中不大〔過盈配合級鍵槽引起的應力集中均在兩端〕。而且這里軸的直徑最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ顯然也不用校核。由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小。因此該軸只需校核Ⅳ左右兩側即可。〔2〕。截面Ⅳ左側抗扭截面系數(shù)截面Ⅳ左側的彎矩截面Ⅳ上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料是45鋼，由參考書【1】查得截面上由于軸肩而形成的理論幾集中系數(shù)按參考書【1】附表3-2查取、因經(jīng)插值后可查的又有附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按參考書【2】中附表3-4為由附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-4的外表質量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得綜合系數(shù)為又有3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)取于是計算平安系數(shù)S按參考書【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安?！?〕截面Ⅳ右側抗彎系數(shù)抗扭截面系數(shù)彎矩M及彎曲應力為扭矩過盈處配合的由附表3-8用插值法求出，并取于是得由附圖3-4的外表質量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得綜合系數(shù)為又有3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)取于是計算平安系數(shù)S按參考書【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安。故該軸的截面Ⅳ右側的強度也是夠的。該軸因過大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性。故可略去靜強度校核。高速軸的設計高速軸的重要參數(shù)入下表所示齒輪的參數(shù)zzmh齒寬數(shù)值功率2392201B=55B=48功率P。轉速=2.6565KWnT×102〕求作用在齒輪上的力大齒輪的分度圓直徑d=F===NF==NF=FtanN初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理取A=112于是得d=A=112=mm由于該直徑處有鍵槽且。所以在計算值的根底上在加上〔5％~7％〕取d=22mm4〕軸的結構設計選用如下圖的轉配方案〔2〕根據(jù)軸向定位要求確定軸的的各段直徑和長度1〕由于小齒輪分度圓直徑為直徑太小所以與小齒輪與軸練成一體，成為齒輪軸。采用是軸承相對齒輪對稱的布置方式。為了滿足大帶輪的定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩。d=22mm故2-3段得直徑d=28mm..左端用軸端擋圈定位。按軸與大帶輪的配合長度為L=44mm..為了保證軸端擋圈不壓在軸上，故此段的長度應略短取l=41mm.2)初步選擇滾動軸承軸承同時受徑向力和軸向力的作用。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=30mm,由軸承目錄里選取02尺寸系列的標準精度級得單列圓錐滾子軸承30206.其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×17.25mm故==30mm而l=l=17.25mm3)右端滾動軸承采用軸肩定位。由參考書【1】查得30206型軸承的定位軸肩的高度h=3mm。所以取安裝齒輪處得軸段d=36mm.齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪軸輪轂的寬度為55mm.所以L4)小齒輪各軸段的尺寸設計要根據(jù)低速軸各軸段尺寸的設計，以便嚙合平穩(wěn)?？紤]到箱體的鑄造誤差。在確定滾動軸承的位置是。應距箱體內(nèi)壁有一段的距離s.取s=8mm.所以-21.75-8+22-27.5+8=取至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.5)軸上零件的軸向定位大帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d=22mm有參考書【2】表6-1查得平鍵平面b×h=6mm×6mm.鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為39mm。與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考參考書【2】表15-2。取軸端的倒角為2×45.各軸肩處得圓角半徑見圖根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖如下圖根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖如下圖從軸的結構圖級玩具扭矩圖可以看出C截面是軸的危險截面現(xiàn)在將C處得M級M值列于表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT驚醒校核時通常只校核承受最大的彎矩和扭矩的截面5應為軸的單向旋轉。扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力取。軸的計算應力=由于選定的材料是45鋼調(diào)制處理。由參考書【2】表15-1查得因此故平安校核軸的疲勞強度〔1〕判斷危險截面截面ⅡⅢ；A，B只受扭矩雖然鍵槽。軸肩級過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度。但由于軸的最小直徑按扭轉強度較為寬裕確定的。所以截面A.ⅡⅢB均無需校核從應力集中對對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處得過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看。截面應力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用。同時軸徑也比擬大。故不必做強度校核。截面C上應力最大。但應力集中不大〔過盈配合級鍵槽引起的應力集中均在兩端〕。而且這里軸的直徑最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ顯然也不用校核。由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小。因此該軸只需校核Ⅳ左右兩側即可?！?〕。截面Ⅳ左側抗扭截面系數(shù)截面Ⅳ左側的彎矩截面Ⅳ上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料是45鋼，由參考書【1】查得截面上由于軸肩而形成的理論幾集中系數(shù)按參考書【1】附表3-2查取、因經(jīng)插值后可查的又有附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按參考書【2】中附表3-4為由附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-4的外表質量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12