二级减速器课程设计二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计.docx
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二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器的设计
每日三班制工作,工作期限为7年。
已知条件:
输送带带轮直径d=320mm,输送带运行速度v=0.628m/s,转矩.
一、传动装置的总体设计
1.1传动方案的确定
1.2电动机的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
1、选择电动机的类型
根据用途选用Y系列三相异步电动机
2、选择电动机的功率
输送带所需拉力为
输送带所需功率为
查表2-1,取v带传动效率=0.96,
一对轴承传动效率=0.99,斜齿圆柱齿轮传动效率=0.97,联轴器传动效率=0.99,则电动机到工作间的总效率为
=
电机所需工作效率为
根据表8-2选取电动机的额定功率
3、确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为
由表2-2知v带传动比,二级圆柱齿轮减
器传动比,则传动比的范围为
电机的转速范围为
由表8-2可知,符合这一要求的同步电动机由转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min,考虑3000r/min的电动机转速太高,而1000r/min的电动机体积大且贵,故选用转速为1500r/min的电动机进行试算,其满载转速为1420r/min,型号为Y100L2-4
1.3传动比的计算与分配
计算项目
计算及说明
计算结果
1、总传动比
2、分配传动比
根据传动比范围,取带传动比,减速传动比为
高级传动比为
1.4传动装置运动、动力参数的计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1、各轴转速
电动机轴为0轴,减速器高速轴为Ⅰ轴,中速轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴,各轴转速为
2、各轴输入功率
按电动机额定功率计算各轴输入功率,即
计算项目
计算及说明
计算结果
3、各轴转矩
二、传动件的设计计算
2.1带传动的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
1、确定计算功率
由于是带式输送机,每天工作三班,查《机械设计》(V带设计部分未作说明皆查此书)表8-6得,工作情况系数
2、选择V带的带型
由、由图8-2选用A型V带
A型V带
3、确定带轮的基准直径并验算带速
①初选小带轮的基准直径。
由表8-7和表8-8,取小带轮的基准直径
②验算带速
故带速合适。
③计算大带轮的基准直径
根据表8-7,圆整为
计算项目
计算及说明
计算结果
4、确定V带的中心距a和基准长度
①根据,初步确定中心距为
为使结构紧凑,取偏低值,
②计算带所需的基准长度
由表8-2选带的基准长度
③计算实际中心距a。
5、验算小带轮上的包角
6、确定带的根数
①计算单根V带的额定功率
由和,查表8-9得
根据,i=2.5和A型带,
查表8-12得
查表8-8得
查表8-10得
查表8-11得
则可得
计算项目
计算及说明
计算结果
6、确定带的根数
②计算V带的根数z。
取Z=3
7、计算初拉力
由表8-3得A型带的单位长度质量m=0.1kg/m,所以
8、计算作用在轴上的压力Q
9、带轮结构设计
小带轮结构
采用实心式,由表8-14查的电动机轴径D0=28mm
由表8-15查得
轮毂宽:
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
轮缘宽:
大带轮结构
采用轮辐式结构,轮缘宽可与小带轮相同,轮毂宽可与中的结构设计同步进行
2.2高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1、选择材料、热处理方式和公差等级
考虑都带式运输机为一般机械,故大、小齿轮均选用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理,由表8-17得齿面硬度.平均硬度.,在之间。
选用8级精度
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮正火处理
8级精度
2、初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其计算设计公式
即
确定公式内各计算数值
a)试选载荷系数
b)初选螺旋角β=12˚由图9-2选取区域系数
c)齿数比
d)初选则取,则端面重合度
轴向重合度为
e)小齿轮传递的传矩
f)由表8-18选取齿宽系数
计算项目
计算及说明
计算结果
2、初步计算传动的主要尺寸
g)由表8-19查得材料弹性影响系数
h)许用接触应力课用下式计算
由图8-4e、a按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限
i)小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为:
j)由图8-5查得接触疲劳寿命系数
k)计算接触疲劳许用应力:
由表8-20取安全系数,得
l)试算小齿轮分度圆直径
a)计算载荷系数
由表8-21查得使用系数。
因为
计算项目
计算及说明
计算结果
b)对进行修正
因为K与K有较大差异,故需对Kt计算出的进行修正,即
c)确定模数
按表8-23,取
d)计算传动尺寸
中心距为
圆整为,则螺旋角为
因β值与初选值相差较大,故与β有关的参数进行需修正
由图9-2查得节点区域系数
端面重合度为
计算项目
计算及说明
计算结果
轴向重合度
由8-3查得重合度系数
由图11-2查得螺旋角系数
按表8-23取
中心距为
圆整为,则螺旋角为
修正完毕,故
计算项目
计算及说明
计算结果
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
a)
b)齿宽b=b2=65mm
c)齿形系数和应力修正系数。
当量齿数为
由图8-8查得;由图8-9查得
d)由图8-10查得重合度系数
e)由图11-3查得螺旋角系数
f)许用弯曲应力为
计算项目
计算及说明
计算结果
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应为
由图8-11查得寿命系数
由表8-20查得安全系数
满足齿根弯曲疲劳强度
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸
①端面模数
②齿顶高
③齿根高
④全齿高
⑤顶隙
计算项目
计算及说明
计算结果
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸
⑥齿顶圆直径为
⑦齿根圆直径
2.3低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
计算项目
计算及说明
计算结果
(1)选择材料、热处理方式和公差等级
由于低速级传递的转矩大,故齿轮副相应的材料硬度要大于高速级的材料。
故大、小齿轮分别选用45钢和40Cr,均调制处理,由表8-17得齿面硬度。
平均硬度,
基本符合要求。
选用8级精度
大齿轮45钢
小齿轮40Cr
小齿轮调质处理
大齿轮调质处
理
8级精度
(2)初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计。
其计算设计公式
即
确定公式内各计算数值
a)试选载荷系数
b)初选螺旋角β=12˚由图9-2选取区域系数
c)齿数比
d)初选则取,则端面重合度
计算项目
计算及说明
计算结果
(2)初步计算传动的主要尺寸
轴向重合度为
h)小齿轮传递的传矩
i)由表8-18选取齿宽系数
j)由表8-19查得材料弹性影响系数
h)许用接触应力可用下式计算
i)由图8-4e、a按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限
j)由式10-13计算应力循环次数:
k)由图8-5查得接触疲劳寿命系数
l)计算接触疲劳许用应力:
由表8-20取安全系数,得
计算项目
计算及说明
计算结果
(2)初步计算传动的主要尺寸
a)计算载荷系数
由表8-21查得使用系数。
因为
b)对进行修正
因为K与K有较大差异,故需对Kt计算出的进行修正,即
计算项目
计算及说明
计算结果
c)确定模数
按表8-23,取
d)计算传动尺寸
中心距为
圆整为,则螺旋角为
因β值与初选值相差较大,故与β有关的参数需修正
故
由图9-2查得节点区域系数
端面重合度为
轴向重合度
由8-3查得重合度系数
由图11-2查得螺旋角系数
计算项目
计算及说明
计算结果
按表8-23取
中心距为
圆整为,则螺旋角为
修正完毕,故
计算项目
计算及说明
计算结果
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
a)
b)齿宽b=b2=75mm
c)齿形系数和应力修正系数。
当量齿数为
由图8-8查得;由图8-9查得
d)由图8-10查得重合度系数
e)由图11-3查得螺旋角系数
f)许用弯曲应力为
由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应为
由图8-11查得寿命系数
由表8-20查得安全系数
计算项目
计算及说明
计算结果
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
满足齿根弯曲疲劳强度
(5)计算齿轮传动其他几何尺寸
①端面模数
②齿顶高
③齿根高
④全齿高
⑤顶隙
⑥齿顶圆直径为
⑦齿根圆直径
三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
齿轮上作用力的计算
计算项目
计算及说明
计算结果
⑴高速级齿轮传动的作用力
①已知条件高速轴传递的转矩,转速为
计算项目
计算及说明
计算结果
⑴高速级齿轮传动的作用力
高速级齿轮的螺旋角,小齿轮左旋,大齿轮右旋,小齿轮左旋,分度圆直径为
②齿轮1的作用力
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为
其方向可用左手法则确定,即用左手握住轮1的轴线,并使四指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力的方向
法向力为
③齿轮2的作用力
从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等,方向相反
⑵低速级齿轮传动的作用力
①已知条件
中间轴传递的转矩,转速为,低级齿轮的螺旋角,为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力相互抵消一部分,低速小齿轮右旋,大齿轮左旋,小齿轮分度圆直径为
②齿轮3的作用力圆周力为
其方向与力作用点圆周速度方向相反
径向力为
计算项目
计算及说明
计算结果
⑵低速级齿轮传动的作用力
其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心
轴向力为
其方向可用左手法则确定,即用左手握住轮3的轴线,并使四指的方向顺着轮的转动方向,此时拇指的指向即为该力的方向
法向力为
③齿轮4的作用力
从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的各力大小相等,方向相反
四、轴的设计计算
4.1高速轴的设计与计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1.已知条件
高速轴传递的功率,转速,小齿轮分度圆直径,齿轮宽度
2.选择材料
因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选用常用的材料45钢,调制处理
45钢,调质处理
3.初算轴径
查表9-8得,考虑轴端既承受转矩,也承受弯矩,故取中间值,则
轴与带轮连接,有一个键槽,轴径应增大,轴端最细处直径
4.结构设计
轴的构想如图
(1)所示
a、轴承部件的设计为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用
计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构设计
剖分时结构。
该减速器的机体采用剖分时结构。
该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定的方式。
然后,可按轴上零件的安装顺序,从最细处开始设计
b、轴段①的设计
轴端①上安装带轮,此段设计与带轮轮毂孔的设计同步进行。
初定轴端①的轴径,带轮轮毂的宽度为,结合带轮结构,取带轮轮毂的宽度,则轴端①的长度略小于毂空宽度,取
c、密封圈与轴段②的设计
在确定轴端②的轴径时,应同时考虑带轮的轴向固定级密封圈的尺寸。
带轮用轴肩定位,轴肩高度。
轴段②的轴径,其最终由密封圈确定。
该处轴的圆周速度均小于3m/s,可用毡圈油封,查表8-27,选取毡圈,则。
d、轴承与轴段③和轴段⑥的设计
考虑齿轮有轴向力存在,且有较大的圆周力和径向力作用,选用圆锥滚子轴承。
轴段③上安装轴承,其直径应既便于安装,又符合轴承内径系列。
现暂取轴承为30207,由表9-9得轴承内径,外径,宽度,内圈定位直径,外圈定位直径,对轴的力作用点与外圈大端面的距离,故。
该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑,需要档油环。
为补偿箱体铸造误差和安装挡油环,靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部,该处轴承采用油润滑,润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取,可是轴承内圈圆断面与轴承座端面共面,故可取
计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构的设计
e、齿轮与轴段④的设计
该轴段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大于,可初定。
齿轮分度圆直径比较小,采用实心式,齿轮宽度为,为保证套筒能够顶到
齿轮左端面,该处轴径长度应比齿轮宽度略短,取
f、轴段⑤的设计
齿轮右侧采用轴间定位,定位轴肩的高度
取,则轴肩直径,取,该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。
齿轮左端面与箱体内壁距离,以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取为,则箱体内壁与高速轴承座端面的距离
g、轴段②和轴段③的长度
轴段②的长度除于轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。
轴承座的厚度,由表4-1可知,下箱座壁厚
取,取轴承旁连接螺栓为M12,则箱体轴承座宽度,取,可取箱体凸缘连接螺栓为M10,地脚螺栓为,则有轴承端盖连接螺钉为,取为M8,由表8-30,轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm;端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为;端盖连接螺钉查表8-29,取为螺栓;
计算项目
计算及说明
计算结果
为在不拆卸带轮的条件下,可以拆装轴承端盖连接螺钉,取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离,带轮采用轮辐式,螺钉的拆装空间足够。
则有
轴段③的长度为
h、轴上力的作用点间距
轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离,则由图13-5a可得轴的支点及受力点间的距离为
5.键连接
带轮与轴段①间采用A型普通平键连接,查表8-31选其型号为键-1990,齿轮与轴段④间采用A型普通平键连接,查表8-31选其型号为键
6.轴的受力分析
①画轴的受力简图轴的受力简图如图
(2)、b所示
②计算支承反力
在水平面上为
计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析
式中负号表示与图中所画的方向相反
在垂直平面上为
轴承1的总支承反力为
轴承2的总支承反力为
③画弯矩图
弯矩图如图
(2)c、d、e所示
在水平面上,a-a剖面为
b-b剖面右侧为
b-b剖面左侧为
在垂直平面为
合成弯矩,剖面左侧
剖面左侧为
剖面右侧为
计算项目
计算及说明
计算结果
6.轴的受力分析
(4)画转矩图如图
(2)、f所示,
7.校核轴的强度
而剖面弯矩较大,也作用弯矩,且有键槽,故
剖面为危险剖面。
其抗弯截面系数为
抗扭截面系数为
弯曲应力为
扭剪应力为
按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向转动的转轴,转矩按脉动循环处理,取折合系数,则当量应力为
由表8-26查得45号钢调质处理抗拉强度极限,则由表8-32查得轴的许用应力,,强度满足要求。
轴的强度满足要求
8.校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为
计算项目
计算及说明
计算结果
8.校核键连接的强度
齿轮处键连接的挤压应力为
键、轴和带轮的材料都选为钢,由表8-33查得,,强度满足要求
键连接强度足够
9.校核轴承寿命
(1)计算轴承的轴向力由9-9查得30207轴承的C=54200N,,e=0.37,Y=1.6。
由表9-10查得轴承内部轴向力计算公式,则轴承1、2的内部轴向力分别为
外部轴向力A=347.80N,则
则两轴承的轴向力分别为
(2)计算当量动载荷由
则轴承1的当量动载荷为
因
则轴承2的当量动载荷为
(4)校核轴承寿命因,故只需校核轴承1
计算项目
计算及说明
计算结果
9.校核轴承寿命
的寿命,。
轴承在以下工作,查表8-34得,查表8-35中得,轴承1的寿命为
减速器预期寿命为
,故轴承寿命足够
轴承寿命满足要求
(1)高速轴的结构构想图
4.2低速轴的设计
计算项目
计算及说明
计算结果
1.已知条件
低速轴传递的功率,转速,齿轮分度圆直径,齿轮宽度
2.选择轴的材料
因传递功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,查表8-26选常用的材料45钢,调质处理
45钢,调质处理
3.初算轴径
查表9-8得,考虑轴端承受转矩,故取较小值,则
轴与联轴器连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,
轴端最细处直径为
4.结构的设计
轴的结构构想如图(3)所示。
(1)轴承部件的结构设计该减速器发热小,轴不长,故轴承采用两端固定方式。
按轴上零件的安装顺序,从最小轴径处开始设计
(2)联轴器及轴段①轴段①上安装联轴器,此段设计应与联轴器选择同步进行。
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动,选用弹性柱销联轴器。
查表8-37,取,则计算转矩
由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器复合要求:
公称转矩为,许用转速为,轴孔范围为。
考虑,取联轴器毂孔直径为45mm,轴孔长度为,J型轴孔,A型键,联轴器主动端代号为LX3GB/T5014-2003,相应的轴段①的直径,其长度略小于毂孔宽度,取
(3)密封圈与轴段②在确定轴段②的轴径时,应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。
联轴器用轴肩定位,轴肩高度。
轴段②的轴径,其最终由密封圈确
计算项目
计算及说明
计算结果
4.结构设计
定。
该处轴的圆周速度小于2.5m/s,可选用毡圈油封,选毡圈查表8-27选取55JB/ZQ4606—1997,则
(4)轴承与轴段③及轴段⑥考虑齿轮有轴向力较大,接有较大的轴向力和径向力,应选用圆锥滚子轴承。
轴段③上安装轴承,其直径应即便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。
现暂取轴承30212,由中表9-9得轴承内径,外径mm,内圈宽度mm,总宽度T=23.75mm,内圈定位轴肩直径mm,外圈定位内径,轴上定位端面圆角半径最大为mm,对轴