一级减速器课程设计Word文档格式.docx
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3)设计说明书一份(6000--8000
字)。
本组设计数据:
第
8
组数据:
运输机工作轴转矩
T/(N.m)
700
运输机带速
V/(m/s)1.70
D/mm300
已给方案:
外传动机构为带传动。
减速器为单级圆柱齿轮减速器。
传动装置总体设计
传动方案(上面已给定)
1)外传动为带传动。
2)减速器为单级圆柱齿轮减速器
2
3)方案简图如下:
二、该方案的优缺点
该工作机有轻微振动,由于
带有缓冲吸振能力,采用
带传动
能减小振动带来的影响,并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大,可以
采用
带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
减速器为一级圆柱齿轮减速器,原动机部分为
Y
系列三相交流异步电动机,
减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器,滚动轴承选用深
沟球轴承等。
总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可
靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分电动机的选择
一、原动机选择
选用
系列三相交流异步电动机,同步转速
1500r/min
,满载转速
1460r/min
传动装置总效率:
η
a
3
a
=η1
∙η
2
3
4
6
∙η
7
η
=
0.96
0.99
η3
=0.97
4
η5
0.99
6
(见课程设计手册
P
,表
1-7)
其中:
η1为V带的传动效率
η2
为Ⅰ轴轴承效率
为齿轮传动效率
为Ⅱ轴轴承效率
为联轴器效率
为卷筒效率
η7为卷筒轴承效率
得
0
.96
⨯
.99
.97
≈
.86
电动机的输出功率:
Pd
d
PW
其中
PW
为工作机(即输送带)所需功率
=
Tn
w
9550
n
700
108
.
96
246
K
w
V
π
D
1
.70
.14
.30
R
∙
min
-1
(卷筒转速)
工作机的效率η
=0.96
所以
P
W
.246
9
.6
Kw
取
Pd
11Kw
选择电动机为
Y160M-4
型(见课程设计手册
P167
12-1)
技术数据:
额定功率(
)11满载转矩(
r
min
)1460
额定转矩(
N
⋅
m
)2.2最大转矩(
)2.3
Y132S-4
二、电动机的外型尺寸(mm)
A:
254
B:
210C:
108D:
42E:
110F:
12G:
37H:
160K:
AB:
330AC:
325
AD:
255
HD:
385BB:
270
L:
600
(参考课程设计手册
P169
12-4)
第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比
一、减速器总传动比
i
nm
n
1460
13.52
P188
13-2)
二、减速器各级传动比分配
ia
i1
⋅i
13.52
3.38⨯
初定:
i2
3.38
(带传动)
4.0
(单级减速器)
带的设计
(1)确定计算功率:
Pc
查表
13-8
Ka
1.2
,故
Pc
⨯11kW
13.2kW
(2)选带型号
根据
c
13.2
kW,
n1
1460r
/
由图
13-15
查此坐标点位于窄
带选型区域处,
所以选用窄
带
SPZ
型。
(3)确定大、小带轮基准直径
d1
、d2
参考图
13-16
及表
13-9
选取小带轮直径
125mm
<
H
(电机中心高符合要求)
5
从动带轮直径
d
i⋅d
3.38⨯125
422.5mm
,取
d2
425mm
(4)验算带速
⋅π
60
⨯1000
1460
⨯π
⨯125
(5)从动轮带速及传动比
,
i
425
125
3.4
(6)确定
带基准长度
Ld
和中心距
初步选取中心距
0.7
a1
+
a2
≤
a0
a2
385
1100
800mm
由式(13-2)得带长
L
+
π
(d
2)
-
1)2
4a
(2
800
(125
425)
(425
-125)2
800
)mm
2492mm
13-2,对
型带选用
2500mm。
再由式(13
6)计算实际中心距
:
L
(800
2500
2492
)mm
804
mm
(7)验算小带轮包角α1
由式(13-1)得
α
180︒
57.3︒
158.6︒
≥
120︒
合适
(8)确定
型窄
带根数
Z
由式(13-15)得
Z
(P0
∆
P0)
α
13-4
知单根
带的基本额定功率
P0
3.28
kW
13-6
带的基本额定功率的增量
式
0.23
由α
13-7
用线性插值法求得
.95
13-2
KL
1.07
,由此可得
13.2
(3.28
0.23)
0.95⨯1.07
取
根
3.7
(9)求作用在带轮轴上的压力
FQ
13-1
q=0.07kg/m,故由式
13-17
得单根
带的初拉力
F
2.5
zv
9.56
0.95
用
在轴上的压力
Q
2Z
F
sin
288⨯
sin
158.6︒
)N
2264N
二、确定带轮的结构尺寸,给制带轮零件图
小
轮
基
准
直
径
125mm
采
用
实
心
结
构
大
径
425mm
采用轮辐式结构
大带轮的简图如下:
第五部分各齿轮的设计计算
一、齿轮设计步骤
选用直齿圆柱齿轮,均用软齿面。
齿轮精度用
级,轮齿表面精糙度为
Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀。
(1)选择材料及确定许用应力
齿
40MnB
调
质
面
硬
度
为
241
~
286HBS,σ
H
lim1
700MPa
σFE1
590MPa
(表
11-1),大齿轮用
ZG35SiMn
调质,齿面硬度为
241~269HBS,
σ
lim2
600MPa
σFE2
510MPa
11-1),由表
11-5,取
SH
1.15,SF
1.35
[σ
H1]
lim1
SH
1.15
MPa
609MPa
]
lim2
522MPa
F1]
FE1
SF
590
437MPa
8
FE2
510
378MPa
(2)按齿面接触强度设计
设齿轮按
级精度制造。
取载荷系数
K=1.5(表
11-3),齿宽系数φd
1.0
11-6)小齿轮上的转矩
n1
10.
454
429
E
188.9
11-4)
(
)
⨯
u
(
+1)
522
)
mm
89.4mm
齿数取
Z1
30,则Z2
30
3.98
120。
故实际传动比i
120
30
模数
d1
z1
89
.4
2.98
齿宽
b
φd
1.0
89.4mm
89.4mm,取b2
90mm,
b1
95mm
按表
4-1
m=3mm,实际的
z
3mm
120
360mm
中心距
d2
90
360
225mm
(3)验算轮齿弯曲强度
齿形系数
YFa1
2.(图11-
8)
YSa1
1.63(图11-
9)
Y
Fa
13
Sa
82
由式(11-5)
F1
2KT1YFa
1YSa
122MPa
9
F1
YFa2YSa2
YFa1YSa1
122
2.13⨯1.82
2.6
⨯1.63
112MPa
378MPa,安全
(4)齿轮的圆周速度
=π
1000
60000
.02
s
对照表
11-2
可知选用
级精度是合适的。
总结:
直齿圆柱齿轮z
z
m
二、确定齿轮的结构尺寸,给制齿轮零件图
大齿轮示意图
第六部分轴的设计计算及校核计算
一、从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为
45
号钢,调质处理。
14-1
知
强度极限σ
B
650MPa,屈服极限σ
S
360MPa,弯曲疲劳极限σ
-1
300MPa,
2、按扭转强度估算轴的最小直径
10
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
C3
p
按扭转强度初估轴的直径,查表
14-2
c=118~107,取
c=112
则:
从动轴:
1123
10.04
107
51mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,
取d
55mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,
按比例绘制轴系结构草图
0.015
A-B
0.01
0.005
0.8
R1
1.6
1.6
0.012
A
2×
M8-6H
12
B4/12.5
3.2
36
85
80
123
100
349
1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查[2]表
9.4
可得联轴器的型号为
:
GY7
凸缘联轴器
55⨯112
GB/T
5843-2003
主动端:
Y型轴孔、A型键槽、d1
55mm、L
112mm;
从动端:
2)、确定轴上零件的位置与固定方式
11
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定
,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位。
3)确定各段轴的直径
将估算轴
d=55mm
作为外伸端直径
与联轴器相配(如图),
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为
d2=60mm
齿轮和右端轴承从右侧装入,
虑装拆方便以及零件固定的要求,
轴承处
d3
应大于
d2,取
d3=65mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径
d4
d3,取
d4=70mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径
d5
78mm
,满足
齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右
端轴承型号与左端轴承相同,取
d6
65mm
4)选择轴承型号.由
表
16-2
16-4
初选深沟球轴承,代号为
6213,查机
械设计手册可得:
轴承宽度B=23
,安装尺寸
damin
74mm,
选轴肩直径d5=78mm.
5)确定各段轴的长度
Ⅰ段:
d1=55mm长度取
L1=100mm
II
段:
d2=86mm长度取
L2
III
段直径
d3=65mm,此段安装轴承,轴承右端靠套筒定位,轴承左端靠轴承
盖定位初选用
6213
深沟球轴承,其内径为
65mm,宽度为
23mm,取轴肩挡圈
长为
10mm
L3=5+10+11.5+11.5=38mm
Ⅳ段直径
d4=70mm,此段安装从动齿轮,由上面的设计从动齿轮齿宽
b=90mm,
85
Ⅴ段直径
d5=78mm.长度
L5=12mm
Ⅵ段直径
65mm
,长度
L6
24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
(11.5+12+45)×
2=137mm
4、轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
从动齿轮分度圆直径
360
此段轴直径d
70
1)绘制轴受力简图(如图
a)
齿轮所受转矩
T
896N
作用在齿轮上的圆周力:
Ft=2T/d=
8.96
10
4978
N
径向力:
Fr=Fttan200=4978×
tan200
=1812N
该轴两轴承对称,所以
A
2)求垂直面的支承反力
AY
BY
1812
906
求水平面的支承反力
AZ
FBZ
Ft
2489
3)由两边对称,知截面
C
的弯矩也对称。
截面
在垂直面弯矩为
-3
在水平面上弯矩为:
MC2=FAZ
L/2=2489×
68.5×
-3
=170.5N·
4)绘制垂直面弯矩图(如图
b)
绘制水平面弯矩图(如图
c)
5)
绘制合弯矩图(如图
d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(622+170.52)1/2=181.4N·
6)
绘制扭矩图(如图
e)
转矩:
T=9550×
(P/n)=896N·
7)绘制当量弯矩图(如图
f)
c
处最危险,如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数α
0.6
,
处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[181.42+(0.6×
896)2]1/2=567.4N·
8)校核危险截面
的强度
轴的材料选用
钢,调制处理,由表
查得
650MPa
,由表
14-3
查
-1b
60MPa
,则
σ
e
M
ec
.1d
567
.1
Pa
16
[σ
-1b
MPa
∴该轴强度足够。
图
a--f
如下图:
14
二、主动轴的设计
650MPa,
屈服极限σ
360MPa,
弯曲疲劳极限σ
300MPa
2、
按扭转强度估算轴的最小直径
初估轴径,按扭转强度初估轴的直径,查表
则
主动轴:
112