机械设计减速器设计说明书.docx
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机械设计减速器设计说明书
机械设计减速器设计说明书
系别:
专业:
地质工程(T)
学生姓名:
学号:
指导教师:
职称:
第一部分设计任务书..............................................4
第二部分传动装置总体设计方案.....................................5
第三部分电动机的选择............................................5
3.1电动机的选择............................................5
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7
第五部分齿轮传动的设计.............................................8
第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................18
6.1输入轴的设计...........................................18
6.2输出轴的设计...........................................23
第七部分键联接的选择及校核计算..................................29
7.1输入轴键选择与校核......................................29
7.2输出轴键选择与校核......................................29
第八部分轴承的选择及校核计算....................................30
8.1输入轴的轴承计算与校核..................................30
8.2输出轴的轴承计算与校核...................................30
第九部分联轴器的选择...........................................31
第十部分减速器的润滑和密封....................................33
10.1减速器的润滑...........................................32
10.2减速器的密封...........................................33
第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................33
设计小结.......................................................36
参考文献.......................................................36
第一部分设计任务书
一、设计题目
设计一带式输送机的传动装置,初始数据卷筒圆周力F=25KN,卷筒转速n=50(r/min),卷筒直径D=400mm。
技术条件与说明:
1)传动装置的使用寿命预定为10年,每年按300天计算,3班制工作,每班按8小时;
2)工作机的荷载是平稳、轻微冲击、单向回转;
3)电动机的电源为三相交流电源,电压为380/220V;
4)传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟定出来的,不应随意更改,但对于传动件的形式,则允许做适宜的选择;
5)输送带允许的相对速度误差≦±3~5%。
二.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7.键联接设计
8.箱体结构设计
9.润滑密封设计
10.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
一.传动方案特点
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,选择一级直齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
η=η1∙η22∙η3∙η4∙η5=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.85
η1为弹性联轴器的效率,η2为滚动轴承的效率,η3为圆柱齿轮啮合传动的效率,η4为开式圆柱齿轮啮合传动的效率,η5为工作装置卷筒轴的效率。
第三部分电动机的选择
3.1电动机的选择
1)电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2)电动机容量
卷筒速度v:
v=
=1.05m/s
卷筒输出功率Pw:
Pw=
电动机输出功率为:
Pd=
=26.25/0.85=30.88KW
电动机额定功率Ped
由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=37KW
经查表按推荐的传动比合理范围,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y280S-8的三相异步电动机,额定功率为37KW,满载转速nm=740r/min,同步转速750r/min(8级)。
电动机主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
160mm
600×385
254×210
15mm
42×110
12×37
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速nm和卷筒转速nw,可得传动装置总传动比为:
i=nm/nw=740/50=14.8
(2)分配传动装置传动比:
i=i1×i2
式中i1、i2分别为和减速器和开式齿轮的传动比。
初步取减速器i1=4.0,则开式齿轮传动比为:
i2=i/i1=14.8/4.0=3.7
所取值符合传动比常用范围。
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
电动机为0轴,其余依次为Ⅰ轴(减速器输入轴)、Ⅱ轴(减速器输出轴)、Ⅲ轴(卷筒轴)。
(r/min)
n2=n1/i1=740/4=185r/min
n3=n2/i2=185/3.7=50r/min
(2)各轴输入功率:
P0=Pd=37KW
PI=Pd×η1=36.63KW
PII=PI×η2×η3=35.18KW
PIII=PII×η4×η5=33.08KW
则各轴的输出功率:
输入轴:
PI'=PI×0.99=3.85KW
输出轴:
PII'=PII×0.99=3.7KW
卷筒轴:
PIII'=PIII×0.99=3.63KW
(3)各轴输入转矩:
电动机轴:
T0'
N·m
输入轴:
TI'
N·m
输出轴:
TII'
N·m
卷筒轴:
TIII'
N·m
第五部分齿轮传动的设计
一、减速器齿轮设计
1.选精度等级、材料及齿数
(1)大小齿轮均采用软齿面设计,考虑到高速轴应该设计成齿轮轴的形式,小齿轮材料选择45钢(调质),齿面硬度197~286HBS,σHlim1=590MPa,σFE=450MPa;大齿轮材料为45钢(正火),齿面硬度为156~217HBS,σHlim2=380MPa,σFE=310MPa。
(表11-1),根据表11-5,取SH=1.1,SF=1.25。
MPa
MPa
MPa
MPa
(2)齿轮按8级精度制造。
(3)选小齿轮齿数z1=32,大齿轮齿数z2=32×4=128。
(4)标准压力角α=20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
由下式试算小齿轮分度圆直径,即
≥
1)确定公式中的各参数值。
①根据表11-3,平稳、轻微冲击荷载,取荷载系数K=1.1(表11-3)。
②选取齿宽系数φd=0.8(表11-6)。
③小齿轮输入轴转矩T1=4.73×105N·mm
④由图查取区域系数ZH=2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=188(表11-4)。
2)试算小齿轮分度圆直径
≥
=
=144.5mm
模数m=d1/z1=144.5/32=4.5mm
齿宽b=φd×d1=144.5×0.8=115.6mm,取b2=120mm,b1=125mm
按表4-1取m=5mm,实际的d1=m×z1=160mm,d2=m×z2=640mm
中心距a=(d1+d2)/2=400mm.
3.验算轮齿弯曲强度
查图(图11-8和11-9)得齿形系数:
YFa1=2.56YFa2=2.18
YSa1=1.63YSa2=1.82
由式
,安全。
4.齿轮圆周速度
对照表11-2可知选用8级精度是适宜的。
5.设计结论
齿数z1=32、z2=128,模数m=5mm,压力角α=20°,中心距a=400mm,齿宽b1=125mm、b2=120mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速小齿轮
大齿轮
模数m
5mm
5mm
齿数z
32
128
齿宽b
125mm
120mm
分度圆直径d
160mm
640mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×(ha+c)
mm
mm
全齿高h
ha+hf
mm
mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
mm
mm
齿根圆直径df
d-2×hf
mm
mm
二、开式齿轮设计
1、选择材料及确定许用应力
由于结构紧凑,应用硬齿面组合设计。
小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火,齿面硬度56~62HRC,σHlim1=1500MPa,σFE=850MPa;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度56~62HRC,σHlim1=1500MPa,σFE=850MPa(表11-1).
根据表11-5,取SH=1.1,SF=1.25;
根据表11-4,取ZH=2.5,ZE=189.8。
MPa
MPa
2、按齿轮弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
取荷载系数K=1.1(表11-3),齿宽系数φd=0.3(表11-6,悬臂布置)。
小齿轮转矩T=1.82×106N·mm.
齿数取z3=19,大齿轮齿数z4=19×3.7≈70,真实传动比i=70/19=3.68≈3.7。
查图(图11-8和11-9)得齿形系数:
YFa1=2.88YFa2=2.25
YSa1=1.57YSa2=1.76
因
故应对小齿轮进行弯曲强度计算。
≥
mm
按表4-1,取m=8mm。
中心距
mm
d1=m×z1=152mm,d2=m×z2=560mm
齿宽b=φd×d1=45.6mm,
取b2=50mm,b1=55mm
3.验算轮齿接触强度
将各参数代入得
=996MPa<
=1364MPa(安全)
4.齿轮的圆周速度
对照表11-2可知选用8级精度是适宜的。
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7.1输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=36.63KWn1=740r/minT1=472.73N·m
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=72mm
则:
Ft=
=
=5443.6N
Fr=Ft×tanα=5443.6×tan20°=1980.2N
3.初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表14-2,取C=118,得:
≥
输入轴的最小直径是与联轴器相连的轴径,考虑到键槽对轴强度消弱的影响将轴径增大5%,故选取:
dmin=45.5mm≈46mm
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足大带轮的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23=37mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=42mm。
大带轮宽度B=63mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些,现取l12=61mm。
2)初步选择滚动轴承。
因轴承只承受径向力,故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=37mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208,其尺寸为d×D×T=40×80×18mm,故d34=d78=40mm,取挡油环的宽度为15,则l34=l78=18+15=33mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此,取d45=d67=47mm。
3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。
所以l56=B=77mm,d56=d1=72mm
4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离,取l23=50mm。
5)取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,则
l45=Δ+s-15=16+8-15=9mm
l67=Δ+s-15=16+8-15=9mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6208深沟球轴承查手册得T=18mm
带轮中点距左支点距离L1=63/2+50+18/2=90.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=77/2+33+9-18/2=71.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=77/2+9+33-18/2=71.5mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=2721.8N
FNH2=
=
=2721.8N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=-1598.5N
FNV2=
=
=1993.4N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=2721.8×71.5Nmm=194609Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FpL1=1585.28×90.5Nmm=143468Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-1598.5×71.5Nmm=-114293Nmm
MV2=FNV2L3=1993.4×71.5Nmm=142528Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M1=
=225689Nmm
M2=
=241220Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=6.8MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
7.2输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2=35.18KWn2=185r/minT2=1816.05N·m
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=399mm
则:
Ft=
=
=5197.6N
Fr=Ft×tanα=5197.6×tan20°=1890.7N
3.初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:
A0=112,于是得
dmin=A0×
=112×
=53.5mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查表,考虑转矩变化很小,故取KA=1.3,则:
Tca=KAT2=1.3×1036.93=1348Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T4323-2002或手册,选用LT10型联轴器。
半联轴器的孔径为63mm故取d12=63mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm。
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径d23=68mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=73mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取l12=105mm。
2)初步选择滚动轴承。
因轴承只承受径向力,故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=68mm,由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214,其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×24mm,故d34=d67=70mm,取挡油环的宽度为15,则l67=24+15=39mm
右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此,取d56=79mm。
3)取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=75mm;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。
已知大齿轮轮毂的宽度为B=72mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45=70mm。
4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离,取l23=50mm。
5)取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=24mm,则
l34=T+s+Δ+2.5+2=24+8+16+2.5+2=52.5mm
l56=s+Δ+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6214深沟球轴承查手册得T=24mm
齿宽中点距左支点距离L2=72/2-2+52.5+70-24/2=144.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=72/2+11.5+39-24/2=74.5mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=1768.1N
FNH2=
=
=3429.5N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=643.2N
FNV2=
=
=1247.5N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=1768.1×144.5Nmm=255490Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV=FNV1L2=643.2×144.5Nmm=92942Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M=
=271870Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=16.1MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
第八部分键联接的选择及校核计算
8.1输入轴键选择与校核
校核大带轮处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=10mm×8mm×50mm,接触长度:
l'=50-10=40mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×8×40×32×120/1000=307.2Nm
T≥T1,故键满足强度要求。
8.2输出轴键选择与校核
1)输出轴与大齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=20mm×12mm×63mm,接触长度:
l'=63-20=43mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×12×43×68×120/1000=1161Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
2)输出轴与联轴器处键
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=18mm×11mm×100mm,接触长度:
l'=100-18=82mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[σF]=0.25×11×82×63×120/1000=1704.8Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
第九部分轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命:
Lh=10×3×8×300=72000h
9.1输入轴的轴承计算与校核
1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:
X=1,Y=0所以:
P=XFr+YFa=1×1980.2+0×=1980.2N
2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=1980.2×
=18523N
3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
6208轴承,Cr=29.5KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=2.91×105≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
9.2输出轴的轴承计算与校核
1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径