单级圆柱齿轮减速器附装配图Word文档下载推荐.docx
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八、轴和键的校核·
30
九、键的设计·
32
十、减速器附件的设计·
34
十一、润滑与密封·
36
十二、设计小结·
37
十三、参考资料·
37
一、课程设计任务要求
1.用CAD设计一张减速器装配图(A0或A1)并打印出来。
2.轴、齿轮零件图各一张,共两张零件图。
3.一份课程设计说明书(电子版)并印出来
传动系统图如下:
传动简图
输送机传动装置中的一级直齿减速器。
运动简图工作条件冲击载荷,单向传动,室内工作。
三班制,使用5年,工作机速度误差±
5%。
原始数据如下:
原始数值
数据来源S3-10
输出轴功率P/kw
输出轴转速n/min
55
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率Pd
3、电动机的转速
4、选定电动机的型号
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。
电动机输出功率
η总=η1η2η2η3η4
=****=
故电动机输出功率Pd
Pd=P/η总==
电动机额定功率Ped
查表20-1,得Ped=
由表2-1,得V带传动常用传动比范围i1=2~4
单级圆柱齿轮i2=3~6,nw=55r/min
nd=nw·
i1·
i2=330~1320r/min
在该范围内电动机的转速有:
750r/min、1000r/min,取电动机同步转速为1000r/min。
根据电动机所需的功率,并考虑电动机转速越高,总传动比越大,减速器的尺寸相应越大,所以选用Y132M2-6.额定功率,满载转速960r/min,额定转矩m,最大转矩m。
电动机
Y132M2-6
输出功率
Pd=
额定功率
Ped=
η总=
三、传动比的计算设计
1、计算总传动比
2、各级传动比分配
i总=n/nw=960/55=
n为电动机满载转速,nw为输出轴转速
取V带传动的传动比i1=2,开式齿轮传动的传动比i3=3
则减速器的传动比i2=i/(i1*i2)=
四、各轴总传动比各级传动比
1、各轴转速
2、各轴输入功率
3、各轴的转矩
电动机轴为0轴,减速器高速轴为1轴,低速轴为2轴,输出轴为3轴。
n0=960r/min
n1=n0/i1=480r/min
n2=n1/i2=166r/min
n3=55r/min
P0=
P1=P0*n1=*=
P2=P1*n2*n3=**=
P3=
T0=9550*P0/n0=·
m
T1=·
T2=·
T3=·
n1=480r/min
n2=166r/min
P1=
P2=
T0=·
计算结果汇总如下表,以供参考
相关参数
轴
电动轴0
1轴
2轴
w卷筒轴
功P(KW)
转速n(r/min)
960
480
166
转矩T()
传动比i
2
效率
五、传动设计
1、确定设计功率PC
2、选择普通V带型号
3、确定带轮基准直径dd1、dd2。
4验证带速V
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。
带长L0
6、校核小带轮包角α1
7、确定V带根数Z
8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
由<
<
机械设计基础>
>
表10-7得KA=
PC=KAP=×
=
根据PC=,n0=960/min。
由表10-8应选B型V带。
由课本图10-88知,小带轮基准直径的推荐值为112~140mm。
由《机械设计基础》表10-8取dd1=125mm,
dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm
按表10-8取标准直径dd2=250mm,则实际传动比i、带速V分别为:
i1=dd2/dd1=250/125=2
V=πdd1n1/60×
1000=(125×
π×
960)/(60×
1000)m/s=s
V值在5~25m/s范围内,带速合格。
(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
(125+250)≤a0≤2(125+250)
≤a0≤750mm
初取中心距a0=500mm
L0=2a0+(dd1+dd2)π/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
500+(125+250)π/2+(250-125)2/(4×
500)
由表10-2选取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为
a≈a0+(La-L0)/2
=500+()/2mm=514mm
α1=180o-(dd1-dd2)/α×
=×
(4250-125)/514
=166o>120o(符合要求)
查表10-4,由线性插值法
P0=+查表10-5,10-6,有线性插值法
△P0=
Ka=
查表10-2,得KL=
V带轮的根数Z
Z=Pc/[(P0+△P0)*Ka*Ka]
=[(+)**]
=(根)
圆整得Z=4
由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=m,得单根V带的初拉力为
F0=500×
(K-1)(Pc/zv)+qv2
=500〔)()+×
〕
可得作用在轴上的压力Q为
Q=2×
F0Zsin(a1/2)
×
4×
sin(1660/2)
=1700N
KA=
Pc=
dd1=125mm
dd2=250mm
i=2
V=s
a0=500
Ld=2000mm
a≈514mm
α1=166o
Z=4
F0=
Q=1700N
六、齿轮传动设计
根据数据:
传递功率P1=电动机驱动,
小齿轮转速n1=480r/min,
大齿轮转速n2=166r/min,传递比i=,单向运转,载荷变化不大,使用期限五年,三班制工作。
设计步骤
计算方法和内容
1、选择齿轮材料
2、确定材料许用接触应力
3、按齿轮面接触疲劳强度设计
4、几何尺寸计算
5、校核齿根弯曲疲劳强度
6、齿轮其他尺寸计算
7、选择齿轮精度等级
开式齿轮
(1)选择齿轮材料和热处理
(2)确定材料许用接触应力
(3)按齿面接触疲劳强度进行设计
(4)几何尺寸计算
(5)校核齿根弯曲疲劳强度
3、主要尺寸计算
(6)齿轮其他尺寸计算
(7)齿轮精度等级
小齿轮选用45钢,调质处理,硬度为250HBS;
大齿轮选用45钢,调质处理,硬度为220HBS。
两齿轮齿面硬度差为30HBS,符合软齿面传动的设计要求。
查表12-6,两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为
Hlim1=480+(HBS1-135)
=480+*(250-135)=
Hlim2=
查表12-7,SHlim=
[σH1]=Hlim1/SHlim=1=
[σH2]=
因两齿轮均为钢质齿轮,可求出d1值。
确定有关参数与系数:
转矩T1=99880N·
mm
查表12-3,,取K=
查表12-4,取弹性系数ZE=
齿宽系数ψd=1
[σH]以较小值[σH2]=代入
d1=
=
齿数Z1=30
则Z2=Z1*u=30*3=90
模数m=d1/Z1=30=
查表5-1,圆整m=2mm
中心距a=m/2(Z1+Z2)=120mm
齿宽b2=d1*ψd=
取整b2=61mm
b1=b2+(5~10)mm
取b1=70mm
查表12-5,两齿轮的齿形系数,应力校正系数分别为
Z1=30时YF1=YS1=
Z2=90时YF2=YS2=
查表12-6,两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=190+(HBS1-135)
=190+*(250-135)=213MPa
σFlim2=207MPa
查表12-7,SHlim=
[σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa
[σF2]=207MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/(bd1m)*YF1*YS1
=2**99880/(61**2)**
=<[σF1]
σF2=<[σF2]
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=2*30=60mm
d2=180mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2*2=64mm
da2=184mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=60-2*=55mm
df2=175mm
中心距
a=120mm
齿宽
b2=61mmb1=70mm
V1==s
查表12-2,选齿轮精度第II公差等级为9级
小齿轮选用45钢,调质处理,硬度为230HBS;
大齿轮选用45钢,调质处理,硬度为230HBS。
两齿轮齿面硬度差相等,符合开式齿轮齿面传动的设计要求。
Hlim1=Hlim2=480+(HBS-135)
=480+(230-135)=
查表12-7,取SHlim=
[σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=
T2=274420N·
查表12-3,K=
查表12-4,ZE=
ψd=
u=4
[σH]=
齿数Z1=20
Z2=Z1*u=80
模数m=d1/Z1=
查表5-1,取整m=6mm
中心距a=m(Z2+Z1)/2=300mm
齿宽b2=55mmb1=60mm
Z1=20时YF1=YS1=
Z2=80时YF2=YS2=
查表12-6,两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=σFlim2=190+(HBS-135)
=190+*(230-135)=209MPa
两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
[σF1