一级圆柱齿轮减速器设计说明书文档格式.docx
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使用年限8年,小批量生产,两班制工作,
7、设计任务:
说明书一份,装配图一份
一、电动机的选择
1、确定电动机的类型
按工作要求选择Y系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机,电压380/220V
2、选择电动机的容量
查《机械设计课程设计》按(2-1)式电动机所需功率为
,按(2-2)式工作所需功率为
,
传动装置的总效率为
按表2-3确定各部分效率,V带传动效率
,滚动轴承传动效率
,闭式齿轮传动效率
,联轴器
,传动滚筒
,
所需电动机功率为
因为载荷平稳电动机额定功率Ped大于Pd即可。
3、确定电动机转速
滚筒工作转速,
V带传动比常用范围i带=2~4,齿轮传动比常用范围为i齿=3~5,
i总范围为6~20,故电动机转速nd=inw=(6~20)×
170.9=(1025.4~3418)r/min,符合这一范围同步转速有1500r/min
由表16-1得电动机数据及计算的总传动比:
(表一)
电动机型号
额定功率
满载转速
堵转
转矩
最大
总传动比i
Y132M-8
3KW
710r/min
2.0
5.90
Y132S-6
960r/min
8.0
Y100L2-4
1440r/min
2.2
11.82
根据表中数据,综合考虑,选用电动机为Y100L2-4,传动比为11.82,易于分配传动比。
二、分配传动比
1、总传动比i总=n电/nw=1440/120.31=8.43
2、分配传动装置上各级传动比
由《机械设计课程》中表2-1取V带传动:
比i=2~4,取i带=3则减速器传动比为
三、传动装置各轴的运动动力参数
1、I轴(高速轴)
P1=Poη1=3.041KW
2、Ⅱ轴(低速轴)
P2=PO·
η01·
η2·
η3=2.919KW
4、Ⅲ轴(滚筒轴)
P3=P2·
η4=2.89KW
输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率0.99
各轴运动和动力参数:
(表二)
轴名称
功率(KW)
转速(r/min)
转矩(N·
mm)
I
3.99
324
20200
II
3.79
96
40800
III
3.041
16200
1、选择V带型号
查《机械设计基础》表6-5根据工作条件系数KA=1.3,由式(6-14)得Pd=KAP,Pd=1.3×
2.4=3.12KW,根据Pd和n1查图6-8选A型带
2、确定带轮的基准直径dd1、dd2
(1)选取小带轮的直径dd1,由于Pd-n坐标的交点落在图6-8中A型带区内虚线的上方故选dd1=100mm
(2)确定带轮的基准直径
取小带轮直径d1=100mm>
=75mm
所以大带轮直径d2=n1/n2*d1=210mm
实际传动轮转速
V=
=
=6.6m/s
带速一般应在5~25之间,V=6.6m/s,合适
3、确定中心距和带的基准长度Ld
(1)初定中心距a0
根据式(6-16)0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2),
0.7×
(100+210)≤a0≤2×
(100+210),所以a0取600mm
(2)确定带的长度Ld
由式(6-17)计算Ld
查表取Ld=1500mm,中心距a0=600mm
(4)验证小带轮包角α1
由式(16-9)得
因为
,
,所以合适
(5)确定V带的根数Z
因为,
A型带,i=3,查表6-3得,
ΔP=0.11,查表6-4得,
,查表6-2得
将各数值代入式(6-20)中
取Z=3
(6)计算初拉力F0
查表6-1,A型带q=0.10㎏·
m由式(6-21)得
(7)计算带作用在轴上的力Fr
(8)带轮的结构设计
查《机械设计基础》表6-1,小带轮dd1=100mm采用实心轮,大带轮dd2=210mm,采用H型—孔板轮,取轮缘宽度B=(Z-1)e+2f=(3-1)×
15+2×
10=50mm,根据《机械设计基础》表6-1,取孔径d=25mm,按表6-1确定结构尺寸,基准宽,bd=11mm,槽顶宽b=13.2mm,基准到槽顶高hmin=2.75mm,基准到槽府深hmin=8.7mm,第一槽到端面距离f=10mm,槽间距e=15mm,最小轮缘厚δ=6mm,轮缘外径da=dd+2ha=300+2×
2.75=305.5mm,轮缘内径d2=dd-2(hf+δ)=300-2×
(8.7+6)=270.6mm,槽楔角φ=340,腹板厚s=15mm.
五、齿轮的选择
1、确定材料确定许应力
查《机械设计基础》,因为传动带为轻冲击载荷,大小齿轮均用40Cr调质处理硬度,H1=H2=48~55计算时取H1=H2=52HRC精度等级8级,根据表8-8,Ra=1.6μm,速度V≤6(m·
s-1),σHLin1=σHLim2=1200MPa,查图8-40得,[σH1]=[σH2]=0.96×
σHLim=0.96×
1200=1080MPa,查图8-42得,[σFLim1]=[σFLim2]=370MPa,单向受力,
[σF1]=[σF2]=1.4×
[σFLim1]=518MPa
2、初定主要尺寸
(1)传动比对于一般单级减速器传动i≤7,在前面已经计算出i=2.7
(2)齿数Z一般齿数Z≥17,避免产生根切现象取Z1=25
(3)齿宽系数φd根据《机械设计基础》查表8-15φd=0.6,Z2=iZ1=2.7×
25=68
(4)齿数比μ=
(5)载荷系数K查表K=1.4,转矩T1=74.61×
103N·
m
(6)材料弹性系数查表,
(7)节点区域系数查图
ZH=2.5,
对于传递动力地齿轮,模数不宜小于1.5~2mm,以免模数过小发生意外断齿,根据《机械设计基础》表8-2,选m=2.5
3、计算齿轮主要参数
①小齿轮的分度圆直径d
d1=mz1=2.5×
25=62.5mm,d2=mz2=2.5×
68=170mm
②计算圆周速度
Z1=25,Z2=68,i齿=2.7,m=2.5,d1=mz1=2.5×
25=62.5mm,
d2=mz2=2.5×
68=170mm,
ha=ha*m=1×
2.5=2.5,
hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×
2.5=3.13,
h=ha+hf=2.5+.3.13=5.63mm,
P=πm=3.14×
2.5=7.85mm,
S=πm/2=7.85/2=3.93mm,
b2=b=φdd1=0.6×
62.5=37.5mm,取40mm,
b1=b+(5~10)=(42.5~47.5)mm略大于b2,b1取45mm
dh1=mz1·
cosα=2.5×
25×
0.94=59mm,
dh2=mz2·
68×
0.94=160mm,
da1=d1+2ha=62.5+2×
2.5=67.5mm,
da2=d2+2ha=170+2×
2.5=175mm,
df1=d1-2hf=62.5-2×
3.13=56.24mm,
df2=d2-2hf=170-2×
3.13=163.74mm,
中心距=a=m/2(z1+z2)=2.5/2×
(25+68)=116.25mm
4、校核齿面接触强度
所以合适
5、校核齿根弯曲疲劳强度
所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式,大齿轮采用盘式齿轮.
齿轮图
六、轴的设计
(一)Ⅰ轴的设计
1、Ⅰ轴为高速轴齿轮轴采用45#正火,查《机械设计基础》表14-8σb=600MPa,[σb]-1=55MPa
2、按扭转强度初估轴的最小直径
查表14-7,A=118mm,按式(14-6)得
查《机械课程设计》表13-5,取d1=25mm
3、初定齿轮与轴承的润滑
初定圆周速度
初定齿轮由油浴润滑,轴承采用油润滑。
4、轴系的初步设计
采用直齿圆柱齿轮,无轴向力,选择两端面单向固定右端用轴肩定位,左端用轴端档圈固定,用C型普通键联接带轮,并实现周向定位。
5、定向尺寸确定
轴段d1=25mm,逐段相邻直径d2起定位作用,用定位轴肩h=(0.07~0.1)d,取d2≥d1+2h≥25+2×
(0.07~0.1)×
25=(28.5~30)mm,该直径处安装密封毡圈,取标准直径d2=30mm,d3与轴承内径配合为便于轴承安装d3>d2,查《机械课程设计》表11-1,d3=35mm,取深沟球轴承6007,
d5为齿轮部分,取d5=da1=67.5mm,,d4取46mm,d6=d4=46mm,因d7处安装轴承,d7=d3=35mm
6、轴向尺寸的确定
与传动零件(如齿轮、带轮、联轴器等)相配合的轴段,一般略小于传动零件的轮毂宽度,L1处安装带轮取L1=50-2=48mm。
L5处为齿轮部分,L5=45mm,齿轮距箱壁10~15mm,取10mm,采用油润滑取Δ=3,所以L6=L4=3+10=13mm轴承宽为14mm,L3=L7=14mm,分箱面宽L=47mm,轴承盖螺钉至皮带轮距离Δ1=10~15mm,取短盖e=7.2mm,m=32mm,D=62mm,D4=D-(10~15)=(52~41)mm,取D4=50mm,D0=62+2.5d3=77mm,D2=D0+2.5d3=92mm,
D6=D-(2~4)=60~58mm,取D6=60mm,e1=18mm,端盖处为了便于螺钉装卸留10~15mm,取10mm,L2=32+7.2+4+10=53.2mm,取54mm,轴总L=48+54+14+13+45+13+14=201mm,两轴承中心距L=14+13+45+13=85mm
7、强度校核
(1)齿轮的切向力Ft1=2T/d=2×
74.61×
103/62.5=2387.5N
齿轮的径向力Fr1=Ft1·
tanα=2387.5×
tanα20。
=868.98N
(2)带轮的切向力Ft2=0N
带轮的径向力Fr2=960.44N
(3)轴的受力分析,绘制轴受力图(a),绘制水平受力图(b),并求支反力FH1、FH2,水平面
85FHⅠ=(85+85)Fr2-42.5Fr1=170×
960.44-42.5×
868.98=126343.15N
FHⅠ=1486.39N
85FHⅡ=42.5Fr1+85Fr2=42.5×
868.98+85×
960.44=118569.05N
FHⅡ=1394.93N
绘制垂直受力图(d)
85FvⅡ=42.5Ft1=42.5×
2387.5=101468.75N
FvⅡ=1193.75N
85FvⅠ=42.5Ft1=42.5×
FvⅠ=1193.75N
(4)绘制弯矩图,水平面弯矩图(a)
a截面MHⅠ=85×
Fr2=85×
960.44=81637.4N·
mm
b截面MHb=42.5×
FHⅡ=42.5×
1394.93=59284.53N·
垂直平面弯矩图(e)
Mvb=42.5FvⅠ=42.5×
1193.75=50734.38N·
合成弯矩图f
(5)绘制转矩图(g)
转矩T=74.61×
(6)绘制当量转矩图)(h)
单向运转转矩为脉动循环α=0.6,aT=0.6×
103=44766N·
b截面合成弯矩
Ⅰ截面合成弯矩
(7)分别校核,a,Ⅰ,b截面
考虑到a处存在键槽
实际直径分别为¢25mm,¢67.5mm强度足够.
受力图:
图一
(8)轴承的强度校核
使用深沟球轴承6007,FⅠ>
FⅡ只需验证Ⅰ处轴承可查《机械课程设计》,表11-1深沟球轴承6007,Cr=16.2KN,C0r=10.5KN,直齿圆柱齿轮无处载荷Fa=0,取X=1,Y=0,查《机械设计基础》表14-10,KP=1.1,P=KP·
X·
FⅠ=1.1×
1×
1906.4=2097.04N。
轴承寿命查《机械设计基础》式14-10,
轴承通常在10000~30000h,所以所选轴承合适。
(9)键的设计与校核
1)选用A型普通平键
2)按轴径d=25,查《机械设计基础》表2-1,键宽b=8,h=7.L=18~90,L=48-(5-10)=(43~38)mm,取L=40,标记为键8×
40GB1096-79
查《机械设计基础》表2-2,
所选择的键强度合格
轴1图
(二)、Ⅱ轴的设计
1、Ⅱ轴为低速轴,选用45#钢正火,查《机械设计基础》表14-1取σb=600MPa,由表14-8[σ]-1=55MPa
2、按扭转强度的直径;
由《机械设计基础》表14-7的A=118,按式14-6得
取d1=32mm
3、齿轮的润滑
齿轮圆周速度V=πdn/60×
1000=π×
170×
118.51/60×
1000=1.05m/s,确定齿轮使用油浴润滑,轴承使用油润滑。
采用直齿圆柱齿轮传动,无轴向力,采用两端单向固定,左端轴肩定位,右端轴肩挡圈固定,齿轮左端轴肩定位,右端套筒定位,采用A型普通平键连接齿轮,联轴器处选用A型普通平键连接。
5、轴的结构设计
(1)径向尺寸的设计
轴径d1=32mm,与联轴器连接,d2起定位固定作用,取轴高h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1)×
32=(2.24~3.2)mm,取h=2.6mm,d2=d1+2h=32+2×
2.6=37.2mm,取d2=38mm,d3处安装轴承取d3=45mm,为了便于轴承的安装,选定轴承6009,d4为齿轮部分为了便于装配取d4=50mm,d5起定位作用h=(0.07~0.1)d4=(0.07~0.1)×
50=(3.5~5)mm,取h=4mm,d5=d3+2×
4=58mm,取d5=58mm,d6起定位轴承作用,d6=52mm,d7处安装轴承取d7=d3=45mm.
(2)轴向尺寸的确定
与传动体配合轴段长一般小于传动件宽度,齿轮宽B=40mm,取L4=38mm,轴承器选YLD凸缘联轴器,YL6是标记联轴器J32×
60/J130×
60GB5843-86,取L1=60mm,轴承宽取15mm,齿轮距箱内壁为10mm,采用油润滑,Δ=5mm,分箱用M12螺栓连接,L5=10mm,L6=7.5mm,L7处与轴承连接,取L7=16mm,L3上装有轴套和轴承,轴套取为17.5mm,轴套起定位作用,D0取50mm,小径取D1=45mm,L3=17.5+16+2=35.5mm,
e=9.2mm,m=28mm,D=75mm,e1=16mm,D0=95mm,D2=D0+2.5d3=115mm,
D4=D-15=60mm,D6=72mm,L2=28+9.6+5.3+10=52.9mm,取53mm,轴总长L=60+53+33.5+40+16+17.5=220mm,两轴承间距离L=17.5+40+17.5+16=91mm.
(6)强度效核
1)齿轮的切向力Ft=2T/d=2×
179.7×
103/170=2114.11N
齿轮的径向力Fr=Ft·
tanα=2114.11×
tan200=769.47N
2)轴的受力分析(a),并求支反力
绘水平受力图(b)
FHⅠ=45.5Fr/91=45.5×
769.47/91=284.74N
FHⅡ=45.5Fr/91=45.5×
垂直受力图(d)
FvⅠ=45.5Ft/91=45.5×
2114.11/91=1057.06N
FvⅡ=45.5Ft/91=45.5×
绘制弯矩图(c),(e)
b截面弯矩
水平MHb=45.5FHⅠ=45.5×
384.74=17505.67N·
垂直MVb=45.5FVI=45.5×
1057.06=48096.23N·
合成弯矩图(f)
绘制转矩图(g)
绘制当量转矩单向循环,转矩为脉动循环α=0.6,
aT=0.6×
103=107820N·
绘制扭矩图(h)
a截面合成弯矩
分别校核a,b截面直径
考虑键槽
比实际选择的小,所以合适
图二
3)轴承的强度校核
查《机械课程设计》表11-1,深沟球轴承6009的Cr=21KN,C0r=14.8kN,因采用直齿圆柱齿轮,所以无轴向力,取X=1,Y=0,查《机械设计基础》表14-10,KP=1.1,P=KP·
1124.9=1237.39N,
计算轴承的使用寿命,
轴承通常在10000~30000h,所以所选轴承型号合适。
(7)键的设计
1)联轴器和齿轮选用A型普通平键连接
齿轮上的键的设计
按轴径d=50mm,查《机械设计基础》表2-1,键宽b=14,h=9mm,L=18~90,L=38-(5-10)取L=28,标记为键14×
28GB1096-79,查《机械设计基础》表2-2,
2)联轴器上键的设计
按轴径d=32mm,查《机械设计基础》表2-1,b=10mm,h=8mm取L=60-(5~10)=50mm,标记键10×
50GB1096-79
查《机械设计基础》表2-2,
轴2图
七、减速箱的设计
减速箱通常用铸造成型选用HT150,取箱壁壁厚δ=0.025a+1≥8,δ=8mm,取箱盖箱座凸缘厚度b1=b=1.5δ=12mm,箱座底凸缘厚b2=2.5δ=20mm,地脚螺钉直径df=0.036a+12=16mm,地脚螺钉数目a≤250时,n=4,轴旁连接螺栓直径d1=0.75df=12mm,箱体与箱座连接螺栓直径d2=(0.5~0.6)df=8mm,连接螺栓d2的间距L=150~200mm,轴承端盖螺钉直径d3=(0.4~0.5)df=8mm,窥视孔盖螺钉直径d4=(0.3~0.4)df=6mm,定位销直径d=(0.7~0.8)d2=6mm,df,d1,d2至外壁距离C1=18mm,df,d2到凸缘边缘距离C2=16mm,轴承旁凸台半径R1=C2=16mm,凸台高度,为便于扳手操作取h=40mm,外箱壁到凸缘边距离L1=C1+C2+5=39mm,大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1>
1.2δ=10mm,齿轮端面到内壁距离Δ2=15mm,箱盖、箱座肋厚m=m1=0.85δ=6.8mm,轴承旁联接螺栓s1=d3=6mm,s2=d3=6mm,为了防止油污被卷起取大齿轮距箱底30mm,箱座上开有油沟,为供轴承润滑,油沟距内箱壁a=6mm,油沟宽b=5mm,油沟深C=3mm,油沟采用圆柱铣刀铣削加工。
为便于检测齿轮的啮合和减速器内排出,在箱盖上开设窥孔和通气器,为了便于油的放出与检测油面高度,在箱座开设放油孔和油面指示器。
注:
减速箱的设计根据《机械设计课程设计》表4-1编写
八、润滑的选择
采用油浴和飞溅润滑,选用L-CKC100的润滑油。
参考文献
1、黄森彬主编.《机械设计基础》.北京:
高等教育出版社,1998
2、卢颂峰、王大康主编.《机械设计课程设计》.北京.北京工业大学出版社,1993