设计一级直齿圆柱齿轮减速器.docx
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设计一级直齿圆柱齿轮减速器
机械设计减速器设计说明书
系别:
航空工程学院
专业:
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V带的设计..............................................8
5.1V带的设计与计算.........................................8
5.2带轮的结构设计..........................................11
第六部分齿轮传动的设计.........................................12
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................18
7.1输入轴的设计...........................................18
7.2输出轴的设计...........................................23
第八部分键联接的选择及校核计算..................................29
8.1输入轴键选择与校核......................................29
8.2输出轴键选择与校核......................................29
第九部分轴承的选择及校核计算....................................30
9.1输入轴的轴承计算与校核..................................30
9.2输出轴的轴承计算与校核...................................30
第十部分联轴器的选择...........................................31
第十一部分减速器的润滑和密封....................................33
11.1减速器的润滑...........................................32
11.2减速器的密封...........................................33
第十二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、初始数据
设计一级直齿圆柱齿轮减速器,初始数据F=2800N,V=1.5m/s,D=400mm,设计年限(寿命):
8年,每天工作班制(8小时/班):
2班制,每年工作天数:
300天,三相交流电源,电压380/220V。
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.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
7.滚动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.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、V带、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,V带具有缓冲吸振能力,将V带设置在高速级。
选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作装置的效率。
第三部分电动机的选择
3.1电动机的选择
已知速度v:
v=1.5m/s
工作机的功率pw:
pw=
4.2KW
电动机所需工作功率为:
pd=
4.84KW
执行机构的转速为:
n=
71.7r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理范围为ia=6~24,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×24)×71.7=430.2~1720.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机,额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min,同步转速1000r/min。
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
132mm
515×315
216×178
12mm
38×80
10×33
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n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=960/71.7=13.39
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=2.8,则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.39/2.8=4.78
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
输入轴:
nI=nm/i0=960/2.8=342.86r/min
输出轴:
nII=nI/i=342.86/4.78=71.73r/min
工作机轴:
nIII=nII=71.73r/min
(2)各轴输入功率:
输入轴:
PI=Pd×η1=4.84×0.96=4.65KW
输出轴:
PII=PI×η2⋅η3=4.65×0.99×0.97=4.47KW
工作机轴:
PIII=PII×η2⋅η4=4.47×0.99×0.99=4.38KW
则各轴的输出功率:
输入轴:
PI'=PI×0.99=4.6KW
输出轴:
PII'=PII×0.99=4.43KW
工作机轴:
PIII'=PIII×0.99=4.34KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
48.15Nm
所以:
输入轴:
TI=Td×i0×η1=48.15×2.8×0.96=129.43Nm
输出轴:
TII=TI×i×η2×η3=129.43×4.78×0.99×0.97=594.11Nm
工作机轴:
TIII=TII×η2×η4=594.11×0.99×0.99=582.29Nm
输出转矩为:
输入轴:
TI'=TI×0.99=128.14Nm
输出轴:
TII'=TII×0.99=588.17Nm
工作机轴:
TIII'=TIII×0.99=576.47Nm
第五部分V带的设计
5.1V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1,故
Pca=KAPd=1.1×4.84kW=5.32kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1。
由表,取小带轮的基准直径dd1=112mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
5.63m/s
因为5m/s3)计算大带轮的基准直径。
根据课本公式,计算大带轮的基准直径
dd2=i0dd1=2.8×112=313.6mm
根据课本查表,取标准值为dd2=315mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1)根据课本公式,初定中心距a0=500mm。
2)由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0≈
≈1691mm
由表选带的基准长度Ld=1600mm。
3)按课本公式计算实际中心距a0。
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1691)/2mm≈454mm
按课本公式,中心距变化范围为430~502mm。
5.验算小带轮上的包角α1
α1≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a
=180°-(315-112)×57.3°/454≈154.4°>120°
6.计算带的根数z
1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=112mm和nm=960r/min,查表得P0=1.96kW。
根据nm=960r/min,i0=2.8和A型带,查表得∆P0=0.12kW。
查表得Kα=0.93,查表得KL=0.99,于是
Pr=(P0+∆P0)KαKL=(1.96+0.12)×0.93×0.99kW=1.92kW
2)计算V带的根数z
z=Pca/Pr=5.32/1.92=2.77
取3根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以
F0=
=
=269.2N
8.计算压轴力FP
FP=2zF0sin(α1/2)=2×3×269.2×sin(154.4/2)=1574.82N
9.主要设计结论
带型
A型
根数
3根
小带轮基准直径dd1
112mm
大带轮基准直径dd2
315mm
V带中心距a
454mm
带基准长度Ld
1600mm
小带轮包角α1
154.4°
带速
5.63m/s
单根V带初拉力F0
269.2N
压轴力Fp
1574.82N
5.2带轮结构设计
1.小带轮的结构设计
1)小带轮的结构图
2)小带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
电动机轴直径D
D=38mm
38mm
分度圆直径dd1
112mm
da
dd1+2ha
112+2×2.75
117.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×38
76mm
B
(z-1)×e+2×f
(3-1)×15+2×9
48mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×38
76mm
2.大带轮的结构设计
1)大带轮的结构图
2)大带轮主要尺寸计算
代号名称
计算公式
代入数据
尺寸取值
内孔直径d
输入轴最小直径
D=28mm
28mm
分度圆直径dd1
315mm
da
dd1+2ha
315+2×2.75
320.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×28
56mm
B
(z-1)×e+2×f
(3-1)×15+2×9
48mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×28
56mm
第六部分齿轮传动的设计
1.选精度等级、材料及齿数
(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。
(2)一般工作机器,选用8级精度。
(3)选小齿轮齿数z1=23,大齿轮齿数z2=23×4.78=109.94,取z2=111。
(4)压力角α=20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即
1)确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.6。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=129.43N/m
③选取齿宽系数φd=1。
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=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角:
αa1=arccos[z1cosα/(z1+2ha*)]=arccos[23×cos20°/(23+2×1)]=30.181°
αa2=arccos[z2cosα/(z2+2ha*)]=arccos[111×cos20°/(111+2×1)]=22.625°
端面重合度:
εα=[z1(tanαa1-tanα)+z2(tanαa2-tanα)]/2π
=[23×(tan30.181°-tan20°)+111×(tan22.625°-tan20°)]/2π=1.729
重合度系数:
Zε=
=
=0.87
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。
计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×342.86×1×8×300×2×8=7.9×108
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=7.9×108/4.78=1.65×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.89、KHN2=0.92。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=534MPa
[σH]2=
=
=506MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]=[σH]2=506MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
=
=69.337mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=
=
=1.24m/s
②齿宽b
b=
=
=69.337mm
2)计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1。
②根据v=1.24m/s、8级精度,由图查得动载系数KV=1.08。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×1000×129.43/69.337=3733.36N
KAFt1/b=1×3733.36/69.337=53.84N/mm<100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.46。
由此,得到实际载荷系数
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.46=1.892
3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=69.337×
=73.322mm
及相应的齿轮模数
mn=d1/z1=73.322/23=3.188mm
模数取为标准值m=3mm。
3.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
d1=z1m=23×3=69mm
d2=z2m=111×3=333mm
(2)计算中心距
a=(d1+d2)/2=(69+333)/2=201mm
(3)计算齿轮宽度
b=φdd1=1×69=69mm
取b2=69、b1=74。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
(1)齿根弯曲疲劳强度条件
σF=
≤[σF]
1)确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.729=0.684
②由齿数,查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.66YFa2=2.17
YSa1=1.59YSa2=1.83
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.2
根据KHβ=1.46,结合b/h=10.22查图得KFβ=1.43
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.43=1.853
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.88
取安全系数S=1.4,得
[σF]1=
=
=303.57MPa
[σF]2=
=
=238.86MPa
2)齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=
=
=97.153MPa≤[σF]1
σF2=
=
=91.22MPa≤[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1=23、z2=111,模数m=3mm,压力角α=20°,中心距a=201mm,齿宽b1=74mm、b2=69mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
3mm
3mm
齿数z
23
111
齿宽b
74mm
69mm
分度圆直径d
69mm
333mm
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)
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
75mm
339mm
齿根圆直径df
d-2×hf
61.5mm
325.5mm
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=4.65KWn1=342.86r/minT1=129.43Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=69mm
则:
Ft=
=
=3751.6N
Fr=Ft×tanα=3751.6×tan20°=1364.7N
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,得:
dmin=A0×
=112×
=26.7mm
输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大5%,故选取:
d12=28mm
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=33mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=38mm。
大带轮宽度B=48mm,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=46mm。
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=33mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为d×D×T=35×72×17mm,故d34=d78=35mm,取挡油环的宽度为15,则l34=l78=17+15=32mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此,取d45=d67=42mm。
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=74mm,d56=d1=69mm
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6207深沟球轴承查手册得T=17mm
带轮中点距左支点距离L1=48/2+50+17/2=82.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=74/2+32+9-17/2=69.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=74/2+9+32-17/2=69.5mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=1875.8N
FNH2=
=
=1875.8N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=-1827.2N
FNV2=
=
=1617N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=1875.8×69.5Nmm=130368Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FpL1=1574.82×82.5Nmm=129923Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-1827.2×69.5Nmm=-126990Nmm
MV2=FNV2L3=1617×69.5Nmm=112382Nmm
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=
=181995Nmm
M2=
=172121Nmm
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
=6MPa≤[σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注: