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课程设计说明书
一、电动机的选择:
1、选择电动机的类型:
按工作要求和条件,选用三机笼型电动机,封闭式结构,电压380V ,Y 型。 2、选择电动机容量 :
p
电动机所需的功率为:p d =w kw
ηa
(其中:p d 为电动机功率,p w 为负载功率,ηa 为总效率。) 传动效率分别为:
联轴器的效率η1=0.99*0.99=0.980
滚动轴承效率η2=0.98*0.98*0.98=0. 941 闭式齿轮传动效率η3=0.97*0.97=0.941 卷筒效率η4=0.960
传动装置的总效率ηa 应为组成传动装置的各部分
运动副效率只之乘积, 即:
ηa =η1∙η2∙η3∙η4= 0.980*0.941*0.941*0.960=0.833
负载功率:
P w =FV /1000=2. 4⨯103⨯1/1000=2. 4kw 折算到电动机的功率为:
p 2.4p d =w ==2.88 kw 3、确定电动机转速:
ηa 0.833
卷筒轴工作转速为:
60⨯1000v 60⨯1000⨯1n ===63. 69r /min
πD 3. 14⨯300
查表得:二级圆梯形齿轮减速器传动比i ' =8~40, 即为减速器的总传动比,
r /min 。 所以电机的可选范围为:n d ' =i a ' ∙n =(8~40) ⨯63. 69=510~2548
则符合这一范围的同步转速有750 、1000 和1500 r/min.所以可供选择的的电机有:
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比,可以选择的电机型号为Y132S-6,其主要性能如上表的第2种电动机。
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:
n 960
=15. 07 i a =m =
n 63. 69
2、分配传动装置传动比: i a =i 0∙i
(式中i 0=1为联轴器的传动比,i 为减速器的传动比。 则减速器的传动比i =i a /i 0=15. 07/1=15. 07
3、按展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由展开式曲线查得i 1=4. 70,则i 2=i /i 1=15. 07/4. 7=3. 21。
4、计算各轴的动力和动力参数 (1)各轴的转速 Ⅰ轴:n r /min Ⅰ=n m /i 0=960/1=960
Ⅱ轴:n Ⅱ=n . 26r /min Ⅰ/i 1=960/4. 7=204
Ⅲ轴:n Ⅲ=n Ⅱ/i 2=204. 26/3. 21=63. 63r /min
卷筒轴:n Ⅳ=n Ⅲ/i 0= 63. 63/1=63. 63r /min
(2)各轴的输入功率
Ⅰ轴:P kW Ⅰ=P d ∙η01=P d ∙η1=2. 88⨯0. 99=2. 851
Ⅱ轴:P ⨯0. 98⨯0. 97=2. 710kW Ⅱ=P Ⅰ∙η12=P d ∙η2∙η3=2. 851
Ⅲ轴:P Ⅲ=P kW Ⅱ∙η23=P d ∙η2∙η3=2. 710⨯0. 98⨯0. 97=2. 576
卷筒轴:P ⨯0. 98⨯0. 99=2. 499kW Ⅳ=P Ⅲ∙η34=P Ⅲ∙η2∙η1=2.576
Ⅰ-Ⅲ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98. (3)各轴的转矩
电动机的输出转矩:
P 2. 88
T d =d =9550⨯=28. 65N ∙m
n m 960
Ⅰ轴:T Ⅰ=T d ∙i 0∙η1=28. 65⨯1⨯0. 99=28. 364N ∙m
Ⅱ轴:T Ⅱ=T Ⅰ∙i 1∙η2∙η3=28. 364⨯4. 7⨯0. 98⨯0. 97=126. 725N ∙m Ⅲ轴:T Ⅲ=T Ⅱ∙i 2∙η2∙η3=126. 725⨯3. 21⨯0. 98⨯0. 97=386. 692N ∙m
卷筒轴:T Ⅳ=T Ⅲ∙η2∙η4=386. 692⨯0. 98⨯0. 99=375. 169N ∙m
Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98. 运动动力参数计算结果整理于下表:
1、材料选择齿轮。
初选大小齿轮的材料均45钢,经调质处理。其硬度在210-250HBS ,齿轮等级精度为8级。由于减速器要求传动平稳,所以用圆柱斜齿轮。初选β=10 。
2、计算高速级齿轮 (1)、查取教材可得:K A =1. 25 ,K V =1. 11 ,K α=1. 2 ,K β=1. 1;
K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 832
传动比i =4. 7由表查得各数据如下:
Z H =2. 47 ,Z E =189. 8 ,Z ε=0. 80 ,取β=10 则Z β=0. 99
(2)、接触疲劳施用应力
查图可知:σH lim 1=σH lim 2=590MPa ;S H lim 1=1. 1
则应力循环次数:
N 1=60n 1jL h =60⨯960⨯1⨯5⨯8⨯250=5. 76⨯108 N 2=N 1/i =5. 76⨯108/4. 7=1. 23⨯108 又查图可知:Z N 1=Z N 2=1 则:
590⨯1
=536. 4MPa
S H lim 1. 1
(3)、计算小齿轮最小直径,取齿宽系数ψd =1. 2
σHP 1=σHP 2=
σH lim Z N
=
⎛Z H Z E Z εZ β
d 1≥ σHP ⎝⎫2KT 1(u +1)
⎪∙∙⎪ψd u ⎭
2
2
3
(4. 7+1) 2. 47⨯189. 8⨯0. 8⨯0. 992⨯1. 832⨯28. 364⨯10⎛⎫
⨯ = ⎪⨯
536. 41. 24. 7⎝⎭
=36. 92m m
(4)、确定 中心距a
d 36. 392
⨯(1+4. 7) =105. 2mm a ≥1(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量,所以初定a =110mm 。 (5)、选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
m n
(z 1+z 2)
2cos β
一般z 1=17~30,β=8~15。初选z 1=25,β=10,则z 2=iz 1=4. 7⨯25=118
a =
2a cos β2⨯110⨯cos 10 m n ===1. 515
z 1+z 225+118
由标准模数取m n =2mm ,则
2a cos β2⨯110⨯cos 10
z 1+z 2===108. 33
m n 2
取z 1+z 2=108
则 z 1=取z 1=19
z 1+z 2108
==18. 9 1+i 1+4. 7
z 2=108-19=89
齿数比:z 2/z 1=89/19=4. 68
与i =4. 7的要求比较,误差为0.4% ,可用。于是
2⨯108-1m n (z 1+z 2) =cos -1=10. 94 β=cos
2a 2⨯110
满足要求。
(6)、计算齿轮分度圆直径 小齿轮 d 1=大齿轮
m n z 12⨯19
==38. 704mm
cos βcos 10. 94
m n z 22⨯89
==181. 296mm
cos βcos 10. 94
(7)、齿轮宽度
b =ψd d 1=1. 2⨯36. 92=44. 3mm
d 2=
圆整大齿轮宽度 b 2=45mm 取小齿轮宽度
b 1=50mm (8)、校核齿轮弯曲疲劳强度
查表可知:σF lim 1=σF lim 2=220MPa ; ;S F min =1. 5 ;Y N 1=Y N 2=1
220⨯2
⨯1=293. 33MPa
S F min 1. 5
根据z 1、z 2查表则有: Y ε=0. 68 Y sa 2=1. 78;Y Fa 1=2. 85;Y Fa 2=2. 21;Y sa 1=1. 54;
Y β=0. 9 σFp =
σF lim Y ST
Y N =
则
2KT 12⨯1. 832⨯28. 364⨯103
σF 1=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 85⨯1. 54⨯0. 68⨯0. 9=72. 1MPa
bd 1m n 50⨯38. 704⨯2
Y Y 2. 21⨯1. 78
σF 2=σF 1Fa 2sa 2=71. 2⨯=63. 8MPa
Y Fa 1Y sa 12. 85⨯1. 54
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理。
3、计算低速级齿轮 (1)、查取教材可得:K A =1. 25 ,K V =1. 11 ,K α=1. 2 ,K β=1. 1;
K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 832
传动比i =4. 7由表查得各数据如下:
Z H =2. 47 ,Z E =189. 8 ,Z ε=0. 80 ,取β=10 则Z β=0. 99
(2)、接触疲劳施用应力
查图可知:σH lim 1=σH lim 2=590MPa ;S H lim 1=1. 1
则应力循环次数:
N 1=60n 1jL h =60⨯960⨯1⨯5⨯8⨯250=5. 76⨯108 N 2=N 1/i =5. 76⨯108/3. 21=1. 79⨯108 又查图可知:Z N 1=Z N 2=1 则:
590⨯1
=536. 4MPa
S H lim 1. 1
(3)、计算小齿轮最小直径,取齿宽系数ψd =1. 2
σHP 1=σHP 2=
σH lim Z N
=
⎛Z H Z E Z εZ β
d 1≥ σHP ⎝⎫2KT 1(u +1)
⎪∙∙⎪ψd u ⎭
2
2
3
(3. 21+1) 2. 47⨯189. 8⨯0. 8⨯0. 992⨯1. 832⨯126.725⨯10⎛⎫
⨯ = ⎪⨯
536. 41. 23. 21⎝⎭
=62. 42m m
(4)、确定 中心距a
d 62. 42
⨯(1+3. 21) =131. 4mm a ≥1(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量,所以初定a =135mm 。 (5)、选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
m n
(z 1+z 2)
2cos β
一般z 1=17~30,β=8 ~15 。初选z 1=25,β=10 ,则z 2=iz 1=3. 21⨯25=81
a =
2a cos β2⨯135⨯cos 10
m n ===2. 51
z 1+z 225+81
由标准模数取m n =3mm ,则
2a cos β2⨯135⨯cos 10
z 1+z 2===88. 63
m n 3
取z 1+z 2=88
z +z 288
==20. 90 则 z 1=1
1+i 1+3. 21
取z 1=21
z 2=88-21=67 齿数比:z 2/z 1=67/21=3. 19
与i =3. 21的要求比较,误差为0.6% ,可用。于是
3⨯88-1m n (z 1+z 2) =cos -1=12. 10 β=cos
2a 2⨯135
满足要求。
(6)、计算齿轮分度圆直径 小齿轮
d 1=大齿轮
m n z 13⨯21
==64. 432mm
cos βcos 12. 10
m n z 23⨯67
==205. 568mm cos βcos 12. 10
(7)、齿轮宽度
b =ψd d 1=1. 2⨯62. 42=74. 9mm
d 2=
圆整大齿轮宽度 b 2=75mm 取小齿轮宽度
b 1=80mm (8)、校核齿轮弯曲疲劳强度
查表可知:σF lim 1=σF lim 2=220MPa ; ;S F min =1. 5 ;Y N 1=Y N 2=1
σY 220⨯2
σFp =F lim ST Y N =⨯1=293. 33MPa
S F min 1. 5
根据z 1、z 2查表则有: Y ε=0. 68 Y sa 2=1. 78;Y Fa 1=2. 85;Y Fa 2=2. 21;Y sa 1=1. 54;
Y β=0. 9
则
2KT 12⨯1. 832⨯126. 725⨯103
σF 1=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 85⨯1. 54⨯0. 68⨯0. 9=80. 7MPa
bd 1m n 80⨯64. 432⨯3
Y Y 2. 21⨯1. 78
σF 2=σF 1Fa 2sa 2=80. 653⨯=72. 3MPa
Y Fa 1Y sa 12. 85⨯1. 54
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求,此种设计合理。 所以齿轮的基本参数如下表所示:
四、减速器结构设计
五、轴的效核及计算: (1)、计算轴的最小直径(查表取C=110)
Ⅰ轴:最小直径为d ≥c p 2. 851
=110⨯=15. 8mm n 960
考虑到联轴器的内径, 故最小直径取18 ㎜
p 2. 710=110⨯=26. 0mm n 204. 26
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取30 ㎜
Ⅱ轴:最小直径为d ≥c p 2. 576=110⨯=37. 7㎜ n 63. 63
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取40 ㎜ (2)轴的校核3 Ⅲ轴:最小直径为d ≥c
选材45钢,调质处理,其机械性能由表11.1和11.4查[δ
-1b
]=60MPa,
δ
b
=640MPa, =32.52
d
δ
-1
=275MPa,τ-1=155MPa ,P=3.55KW, T 3=328.522N.mm,
3min
联轴器的计算转距T ca =K A *T 3查表10.1 取K A =1.3,T ca =K A *T 3=1.3*328522=427078.6N.mm
选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器:型号如下
JA 35⨯60
HL3联轴器 (GB 5014-85),其工称转距为630N.m,
JA 35⨯60
轴3的结构、尺寸如下图:
1、 求作用齿轮上的力:d=243.81mm, T 3=349640N.mm 2T 2*349640tan αn
F t =3==2868N F r =F t =1057N F a =F t tan β=465N
d 243.81cos β2、 求作用于轴上的支反力:
A 、 水平支反力:
R H 1+R H 2=F t F t *72=R H 2(72+148) 得 R H 1=1929N R H 2=930N 垂直面内支反力:
R V 1+F r +R H 2=0 R V 1(72+148) +F *148r +M a =0 M a =得R V 1=453N R V 2=604N
F a d
2
B 、 作出弯距图
根据上述简图,分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距: M H =138972N.mm M V 1=32618N.mm M V 2=89392N.m
总弯距M =M 1=142749N.mm M 2=165248N.mm 3、 作出扭距图 4、 作出计算弯距图
M ca 2===267046N.mm
M ca 1=M 1=142749N.mm 5、 校核轴的强度
M M ca
σca =ca ==24.146MPa
W 0.1⨯d 3
δ
-1
]故安全。
6、 精确校核轴的疲劳强度 (1) 、截面I 左侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算 W=0.1⨯d 3=9113mm 3
抗弯截面模量 W T =0.2⨯d 3=18225mm 3 抗弯截面扭距T 3为 T 3=349640N.mm
M
截面上的弯曲应力 σb ===7.052MPa
W T
截面上的扭转切应力τT ==3=19.18MPa
W T
截面I 左侧的弯距M 为165240*(72-44)/72=64260N.mm 因 r/d=0.022 D/d=1.07查表得
由查表计算得,理论应力集中系数δ=2.2 τ=1.6 又查表得轴的材料敏性系数为q =0.8 故效应力集中系数为
k δ=1+q (δ-1)=1.72
αα
α
k τ=1+q (ατ-1)=1.432
查表的尺寸系数ε=0.70 扭转尺寸系数ετ=0.83 轴按磨削加工,得表现质量系数为β=β=0.92
τδ
δ
轴未经表面强化处理,即β=1 计算综合系数值为
q
K δ=k δ/εδ+1/β-1=2.373 K τ=k τ/ετ+1/βτ-1=1.723
材料特性系数ψ=0.1 ψ=0.05
δτ
计算安全系数S
S δ=δ/(K δδ+ψδδ)=16.436 S τ=τ/(K ττ+ψττ)=9.116 S =S δS τ
δca
-1
b
m
-1
T
m
ca
故可知其安全。 (1) 截面II 右侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算 W=0.1d =11059mm
抗扭截面模量 W T =0.2d =22118mm 弯矩M 为 M=1652401*
72-44
=64260N.mm 72
3
3
33
截面II 上的扭矩T=349640 N.mm 截面上弯曲切应力截面上的扭转切应力 过盈配合处的k δ/
δ
=b
M
=5.811MPa W
轴按磨削加工,得表现质量系数为βδ=βτ=0.92 故得综合系数为:
K δ=k δ/δ+1/β-1=2.544
k δ/εδ=2.457 K /ε
τ
ε
τW
=T
r
T
=15.808MPa
T
δ
值,由手册可知K τ/
=1.966
ε
r
=0.8k δ/ε
δ
于是得
ε
K =k /ε
τ
δ
τr
+1/β-1=2.053
τ
轴在截面4的左侧的安全系数为
S δ=-1/(K δb +ψδm )=18.602
δδ
/(K τ+ψτ)=9.325
S =S S /S +S =8.336>>S=1.5 故该轴在I 右侧的强度也是足够的。
τ
-1
δS =τ
ca
τT
τ
m
22
δτδτ
又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性,故可略去静强度校核。
一、 轴承的选择和计算选择轴承
(1)、选择轴承
轴承1 深沟球轴承6005C (GB/T292-94) 轴承2 深沟球轴承 6008C (GB/T292-94) 轴承3 深沟球轴承 6009C (GB/T292-94)
(2)校核轴承(3轴)
深沟球轴承6005C 查手册得 C r =25800N C 0r =20500N 由表8.6
R =R 1=1981N R 2=1116N f
p =1.0
计算派生力系1、2,由表得s=0.5R
1=0.5R 1=9905N 2=0.5R 2=558N s s s
因2+F a =1023>1 故2边为紧边,所以
a s s A 1=s 2+F =1023N A 2=s 2=558N
0s 计算当量动负荷 轴承I :A =1023/20500=0.050 由表8.5得 e =0.42 1
111A =1023/1116=0.52>e 由表8.5得x =0.44 y =1.32 1
p 1=f p (x 1R +y 1A 1)=2222N 同理可得p 2=1277.82
106C ε() =250000h>L '
h =23360h 轴承寿命L h =60n P
寿命选用合乎要求。
二、 键连接的选择和计算
根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸,查有关资料如下: 本减速
查表的钢的静联接在时的许用应力[δp ]=100~120MPa
校核键1
校核键2 δδ4T =12.54MPa〈 [δp ] dhl
4T ==12.41 MPa〈[δp ] 0dhl =0
4T =24.04 MPa〈[δp ] dhl
4T 校核键4 0==10.1 MPa〈[δp ] dhl
4T 校核键5 0==29.03 MPa〈[δp ] dhl
4T 校核键6、7 0==46.95 MPa〈[δp ] dhl
所以所有键均符合设计要求,可用。 校核键3 δδδ=0δ
三、 联轴器的选择
考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器
联轴器1为弹性柱销联轴器:型号如下
JA 28⨯44HL2联轴器 (GB 5014-85) JA 28⨯44
公称转矩T=315N/m 额定转速 n=5600r/min
质量 5Kg D=120㎜
联轴器2为弹性柱销联轴器:型号如下
35⨯60HL3联轴器 (GB 5014-85) JA 38⨯60
公称转矩T=630N/m 许用转速 n=5000r/min
质量 8g D=160㎜
四、 减数器的润滑方式和密封类型的选择
1、 减数器的润滑方式:飞溅润滑方式
2、 选择润滑油:工业闭式齿轮油(GB5903-95)中的一种。
3、密封类型的选择:密封件:毡圈1 30 JB/ZQ4606-86
毡圈2 40 JB/ZQ4606-86
十一、设计小节
通过课程设计二级减速器,让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程,增强了我们对机械行业的深入了解。课程设计的优点:可以让我们提前了解设计的全过程,及及时了解我们的不足,可以及时改进。 十二、参考资料
1、机械设计/杨明忠,朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6
武汉理工大学出版社 2006年6月第2次印刷。
2、机械设计课程设计手册/吴忠泽,罗圣国主编 编号ISBN7-04-005841-3
高等教育出版社 2003年8月第7次印刷。
3、机械设计课程设计/王大康,卢颂峰主编 编号ISBN 7-5639-0880-3
北京工业大学出版社 2000年2月第1次出版。