一级齿轮减速器课程设计说明书.docx
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一级齿轮减速器课程设计说明书
一.确定工作机输出效率P.
各级传动对应符号范围:
i带=2~4;i锯=2~5;i齿=3~5.
i带<i锯<i齿
1)选择电动机类型
按已知的工作要求和条件,选用Y型挡封闭器型三相异步电机。
2)选择电动机功率
原始数据:
输送带工作拉力F=2300N
输送带工作速度V=1.5m/s
滚筒直径D=400mm
每日工作时间T=24h
传动工作车限a=5
工作机所需的电动机输出功率
Pw=(Fv)/(1000μw)Pd=(Pw)/μPd=(Fv)/(1000μwn)
由电动机至工作机之间的总效率为
ξ×ξw=ξ1×ξ2×ξ2×ξ3×ξ4×ξ5×ξ6
求中ξ1,ξ2,ξ3,ξ4,ξ5,ξ6分别为带传动,齿轮传动,联轴器,卷通轴的轴承及卷筒的效率。
∴查表得:
ξ1=0.96;ξ2=0.99;ξ3=0.97;ξ4=0.97;ξ5=0.98,ξ6=0.96
则ξ×ξw=0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83
∴Pd=(Fv)/(1000ξ×ξw)=(2300×1.5)/(1000×0.83)=4.16KW
3)确定电动机转速
卷筒轴的工作转速为
Лw=(60×1000V)/(ΠD)=(60×1000×1.3)/(Π×400)=71.6r/min
又∵V带的传动比在i带=2~4,单环齿轮传动比i齿=3~5,则合理传动比在:
I=i1×i2=6~20.
I=(Nd)/(Nπ)Nd=I×Nπ=(6~20)×71.6r/min
Nd=429.6~1432r/min
查表得:
符合这一范围的有同步转速有1000r/min,750r/min.
4)计算机总传动比和分配传动比.
由选定电动机的满载转速Nm和I工作机主动轴的转速Nw,可得传动装置的总传动比为
(1)i1=(Nm)/(Nw)=(720)/(71.6)=10.06
√i1=3.17
由于带的传动比在2~4,齿轮3~5
∴i带=3,i齿=3.35
(2)i2=(Nm)/(Nw)=(960)/(71.6)=13.41
√i2=3.66
∴i带=3.35,i齿=4
由以上数据建立下表:
方案
电动机型号
额定功率P/KW
电动机转速(r/min)
同步转速,满载转速
传动装置的传动比
总比
带
齿轮
1
Y160M2-8
5.5
750
720
10.06
3
3.35
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
13.41
3.35
4
综合考虑电动机和传动装置的尺寸,速量以及带传动和减速器的传动比,比较两个方案可知:
方案1电动机转速低,外廊尺寸及速量较大,价格较高,虽然总传动比不大,但因电动机转速低,导致传动装置尺寸大,因此选Y132M2-6,所选电动机的额定功率Ped=4KW,满载转速Nm=960r/min,传动装置结构较紧凑。
所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示:
中心高h
外形尺寸
安装尺寸
地脚螺栓直径
轴伸尺寸
装键尺寸
L×(AL/2+AD)×HD
A×B
D
D×E
F×GD
132
15×3.45×315
216×178
12
38×80
10×41
二.计算带传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
Ⅰ轴NⅠ=(Nm)/Io=(960)/(3.35)r/min=286.57r/min
Ⅱ轴NⅡ=(Nm)/Ii=(286.57)/(4)r/min=71.64r/min
卷筒轴Nw=NⅡ=71.64r/min
2.各轴的输入功率
Ⅰ轴PⅠ=Pd×ξ01=4.16×0.96RW=3.99KW
Ⅱ轴PⅡ=PI×ξ12=PI×Л2×Л3=3.99×0.99×0.97KW=3.83KW
3.各轴输入转矩
由计算电动机轴的输出转矩Td
Td=9550×(Pd)/(Nm)
=9550×(4.16)/(960)N/m
=41.38N/m
Ⅰ轴TⅠ=Td×io×N01
=Td×io×Л1
=41.38×3.35×0.96N/m
=133.1N/m
Ⅱ轴TⅡ=TⅠ×i1×Л12
=TⅠ×i1×Л2×Л3
=133.1×4×0.99×0.097N/m
=511.26N/m
卷筒轴T2=TⅡ×ξ2×ξ4
=511.26×0.99×0.97N/m
=490.97N/m
运动和动参数的计算结果如下表:
参数
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转速
960
286.57
71.64
71.64
输入功率
4.16
3.99
3.83
3.68
输入转矩
41.38
133.1
511.26
470.97
传动比
3.35
4
1
效率
0.96
0.96
0.96
①确定计算功率PC
由于表8.85查表得KA=1.3由式C8.12得:
PC=KA×P=1.3×5.5KW=7.5KW
②选取高通V带型号
根据PC=7.15KW,N1=960r/min。
由图8.12选用B型普通V带.
③确定带轮基准直径dd1,dd2
根据表8.6和图8.13选取dd1,140﹥dmin=125mm,打带轮基准直径为:
dd2=(N1)/(N2)dd1=3.35×140=469mm
按表8.3选取标准值dd2=450,则实际传动比i从动轮的实际转速分别为
i=(dd2)/(dd1)=(450)/(140)=3.21
N2=(N1)/(i)=(960)/(3.21)=299:
1r/min
④验算带速V
V=(πdd1N1)/(60×1000)=(π×140×960)/(60×1000)m/s=7m/s
带速在5~25m/s范围内.
⑤.确定带的基准长度Ld和实际中心距a
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(140+450)≤a0≤2(140+459)
413≤a0≤1180
则按结构设计要求初定中心距u0=1000mm由式(8.15)得:
L0=2a0+(π)/
(2)(dd1+dd2)+(dd2-dd1)(dd2-dd1)/(4a0)
=2×1000+(π)(140+450)/
(2)+(450-140)(450-140)/(4×1000)=2950.32mm
由表8.4选取基准长度Ld=2800mm
由上式(8.16)得实际中心距a为
a≈a0+(Ld-L0)/
(2)=(1000+(2950.32-2800)/
(2))mm=925mm
⑥校验小带轮包角a1
由上式(8.17)得
a1=180-(dd1-dd2)/(a)×57.3=180-(450-140)/(1075)×57.3=160>120
⑦确定V带根数Z
由式(8.18)得Z≥(PC)/(P0+AP0)kakl
根据dd1=140mmn1=960r/min查表8.10用内插法得:
P0=1.82+(2.13-1.82)(960-800)/(980-800)=2.1KM
∴P0=2.1KM
由式(8.11)得功率增量ΔP0为
ΔP0=Kbn1﹝1-
(1)/(ki﹞
由表8.18查得K6=2:
6494×0.001
根据传动比i=3.21查表8.19得Ki=1.1373,则
ΔP0=﹛2.6494×0.001×960﹝1-
(1)/(1.1375)﹞﹜Kw=0.31Kw
由表8.4查得带长度修正系数Ki=1.05,由8.11图查得包角系数Ka=0.95
Z=(7.15)/﹝(2.1+0.31)×0.95×1.05﹞=2.97根
取整得Z=3根
⑧求初垃圾F0及带轮轴上的压力FQ
由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m,根据式(8.19)得单根V带的初拉力为:
F0=﹝(500pc)/(2V)﹞×﹝(2.5)/(KQ)-1﹞+qv×v
=﹝(500×7.15)/(3×7)﹞×﹝(2.5)/(0.95)-1﹞+0.17×7×7=286.1N
由式(8.20)可得作用在轴上的压力FQ为
FQ=2F0×Z×sin(a1)/
(2)
=2×286.1×3sin(160.85)/
(2)N=1692.6N
⑨设计结果
选用3根B—2800GB/1544-89V带,中心距a=925mm,带轮直径dd1=140mm,dd2=450mm,轴上压力FQ=1692.6N
三.设计一单及直齿圆的齿轮减速器中的齿轮传动:
已知传动功率P=3.99kw,电动机驱动,小齿轮转速n=286.57r/min,传动比i=4,单向运转,三班倒工作。
1)选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质,硬度为217~169NBS,大齿轮选用45钢正火,硬度为169~217NBS,因为是普通减速器,由表10.21选用8级精度,要求齿面粗糙度
RQ≤3.2~6.3μm.
2)按齿面接触疲劳强度设计
因两齿轮为钢质齿轮,可应用式(10.22)求出d1值,确定有关参数与系数:
⑴转距T1=133.11m
⑵载荷系数K
查表10.11即K=1.1
⑶齿数Z,和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数Z1取为2.5,则大齿轮的齿数Z2=100,因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软齿面,由10.20选取ψd=1.
⑷许用接触应为[σH]
由图10.24查得σHim1=560mpa,GHim2=530mpa
由表10.10查得Sh=1
N1=60njLh=60×286.57×1×C5×52×24×51=536000000
N2=(N1)/(i)=134000000
查图10.27得
ZnT1=1.03ZnT2=1.12
由式(10.13)可得
[GH]1=(ZnT1GHim1)/(SH)=(1.03×560)/
(1)=576.8mpa
[GH]2=(ZnT2GHim2)/(SH)=(1.12×560)/
(1)=598.9mpa
故d1≥76.43√[KT1(U+1)]/(ψduGHGH)=62.2mm
m=(d1)/
(2)=2.5mm
由表10.3取标准值m=2.5mm
3)主要尺寸计算
d1=mZ1=2.5×25=62.5mm
d2=mZ2=2.5×100=250mm
b=4dd1=1×62.5=62.5mm
经圆整后取b2=65mm
b1=b2+5=65+5=70mm
d=
(1)/
(2)m(Z1+Z2)=
(1)/
(2)×2.5(25+100)mm=156.25mm
4)按齿根弯曲疲劳强度校验
由式(10.24)得出σF,如σF≤[σF]则校验合格
确定有关系数参数
⑴齿形系数YF
查表10.13得YF1=2.65,YF2=2.18
⑵应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59,YS2=1.80
⑶许用弯曲应力[σF]
由图10.25查得σF1ml=210mpa,6F2ml=190mpa
由表10.10查得SF=103
由图10.26查得Ynt1=1,Ynt2=1
由式(10.14)可得[σF]=(Ynt1σF1ml)/(SF)=(210)/(1.3)=162mpa
[σF2]=(Ynt2GH1ml)/(SF)=(190)/(1.3)=146mpa
故σF1=118.7mpa﹤[σF]1=162mpa
σF2=110.3mpa﹤[σF]2=146mpa
根据弯曲强度校验合格
5)验算齿轮的圆周速度V
V=(лd1n1)/(60×1000)=(л×62.5×286.51)/(60×1000)=0.94m/s
由表10.22可知,选取8级精度是合适的
6)几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图
四.设计所示直齿齿圆锥齿轮减速器的从动轴.
已知传递功率P=3.83kw,从动轴轮的转速n=71.64r/min,分度圆直径d=250mm,圆周力Fi=4090N,几何力Fr=1488.6N.齿轮宽度为60mm,工作时单何运转,轴承采用深沟球轴承.
1)选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质质量,由表14.4查得强度极限σB=650mpa,再由表14.2得许用弯曲应力[σH]=60mpa
2)按扭转强度估算轴径
根据表14.1得C=107~118,又由式(14.2)得
40.34≤d≤44.49mm
考虑到轴的最小直径处需安装联轴器,会有键槽,故将直径加大3%~5%为41.6~46.7mm,由设计手册取标准直径d1=45mm.
3)设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮的两侧,轴的外端安装联轴器.
⑴确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构形状,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式.参考图14.8确定齿轮从轴的右端装入,齿轮的左端用轴环固定位,右端用套筒固定,这样齿轮在轴上的周何用轴环固定,轴何采用过盈配合固定.
⑵确定各轴段的直径
如图所示。
轴段①直径最小,d1=45mm,考虑到要对安装在轴段①上的联轴段上的联轴器进行定位,轴段②必须满足轴承内径的标准,故取轴段②的直径d2为50mm,用相同的方法确定轴段③④的直径d3=55mm,d4=65mm,为了便于拆卸左轴承,可查出6010型滚动轴承的安装高度为3.5mm,取d5=56mm.
⑶确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为65mm,为保证齿轮固定可靠,轴段③的长度应用略短与齿轮轮毂宽度,取为63mm,为保证齿轮断面与箱体内壁相碰,齿轮断面与箱体内壁应留有一定的间距,取该间距为15mm,为保证轴承安装箱体轴承座孔中(轴承宽度为18mm),并考虑轴承的润滑,取轴承断面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴端④的长度取为21mm,轴承支点距离L=123mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求,去l=75mm,查阅有关的联轴器手册去l为84mm,在轴段①③上分别加工出键槽,是的键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,键槽的宽度按轴段直径手册得到.
⑷选定轴的结构细节,如圆角,倒角,退刀槽等尺寸.
按设计结果画出轴的结构草图(见图14.2/a)
4)按变扭合成强度校验轴径
⒈画出轴的变力图(图14.2/b)
⒉作水平内的变距图,支点反力为:
FHA=FNB=(Ft)/
(2)=(4090)/
(2)=2045N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯距为:
MHⅠ=2045×(128)/
(2)N/mm=120655N/mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯距为:
MHⅡ=204Ⅵ5×35N/m=59305N/mm
⒊作垂面内的弯矩图(图14.2/d)
支点反力为:
FVA=(Fr2)/
(2)=(1488.6N)/
(2)=744.3N
FVB=Fr2-FVA=(1488.6-744.3)N=744.3N
Ⅰ-Ⅰ截面左侧弯矩为:
MⅥ右=MⅥ左=FVA×(l)/
(2)=744.3×(118)/
(2)N/mm=43913.1N/mm
Ⅰ-Ⅰ截面右侧弯矩为:
MⅦ=FVB×29=21584.7N/mm
⒋作右成弯矩图(图14.2/e)
M=√(MH+MV)
Ⅰ-Ⅰ截面:
MⅠ左=45540.4N/mm
MⅠ右=45540.4N/mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MⅡ=63110.9N/mm
⒌作转矩图(图14.21/f)
T=9.55×1000000(q)/(n)=510559.7N/mm
⒍求当量弯矩
因减速器单向运转,故可认为转矩为脉动环变化修正系数为0.6
Ⅰ-Ⅰ截面:
MeⅠ=309702.4N/mm
Ⅱ-Ⅱ截面:
MeⅡ=312769.3N/mm
⒎确定危险截面及校核强度
由图14.21可以看出截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受扭矩相同,单弯矩MeⅠ﹥MeⅡ,
且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但每个轴径d3﹥d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.
Ⅰ-Ⅰ截面:
GeⅠ=(MeⅠ)/(W)=(309702.4)/(0.1×55×55×55)mpa=18.6mpa
Ⅱ-Ⅱ截面:
GeⅡ=(MeⅡ)/(W)=(312769.3)/(0.1×50×50×50)=25mpa
查表14.2得[σ1h]=60mpa,满足σ0≤[σ1b]的条件,故设计的周有足够的强度,并有一定量.
5)修正轴的结构
因轴的强度不大,此轴不必再作修改
6)绘制轴的零件图
五.设计直齿圆柱齿轮减速器的主动轴(Ⅰ轴).
已知传递功率P=3.99kw,从动轮的转速n=286.57r/min,分度圆直径d=62.5mm,圆周力F1=4159.2N,径向力Fr=1550.2N齿轮轮毂宽度为5~10mm,工作时单向运转,轴承采用深沟球轴承.
①选择轴的材料,确定许用应力
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率,对材料无特殊需求,故选用45钢经调制处理,由表14.4查得强度极限σB=650mpa,再由表14.2得许用弯曲应力[σb]=60mpa
②按扭转强度估算轴径
根据表14.1得C=107~118,又由式(14.2)得
25.68mm≤d≤28.32mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为26.4J~29.736,由设计手册取标准直径d1=30mm.
③设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计师单环减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧.
六.键的设计
选择刚性材料[σjy]=125~250mpa
Ⅱ轴:
①轴段的直径是45mm,轴段长度为70mm,由表14.5得
键宽b=14,键高h=9,键长l=36~160,由键长应小于5~10,则键长l=60mm
σjy=(4T)/(dhl)=(4×511.26N/M)/(45×9.60mm)=84mpa
由表14.6得σjy<[σjy]
③轴段的直径是55mm,轴段的长度为63
由表14.5得
键宽b=16,键高h=10,键长l=45~180,由键长应小于轮毂宽度5~10mm,则键长l=56mm
Gjy=(4T)/(dhl)=(4×511.26N/m)/(55×10×56mm)=64.4mpa
Ⅰ轴:
材料选择:
选择刚性材料[σjy]=125~150mpa
1段轴直径长度40mm,轴段长度68mm
则由表14.5得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长l=28~140,由于轴段长度l=68mm,所以键长l=60mm.
σjy=(4×133.1N/m)/(40×8×60mm)=27.7mpa
七.轴承的选择
Ⅱ轴选用深沟球轴承,一直轴的直径为50mm,转速n=71.64r/min,轴承所受径向力744.3N,工作温度正常,要求轴承预其铸合力[Lh]=30600N,选择轴承型号.
1)求当量动载荷P
根据式(15.1)得P=fp(XFr+YFa)
查表15.12得fp=1.1,式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据
(Fa)/(Cor)值查取,Cor是轴承的径向额定静载荷,根据表15.13暂取
(Fa)/(Cor)=0
∴P=1.1×744.3=818.73N
2)计算所需的径向额定动载荷值
C=(60×71.64×0.0306)(P)/(f1)=4163.7N
Ⅰ轴确定深沟球轴承型号
已知轴的直径是35mm,径向载荷775.1N
P=1.1×775.1=852.61
C=(60×286.5×0.0306)(P)/(f1)=6207N
查手册得选用深沟球轴承62.10合适
Ⅱ轴轴承距箱高距离L=-9+20+18+7=54
轴承内端面距内壁距离取12
T=16m=54-12-16=26
C=-9,C1=20,C2=18
八.轴承盖的设定
Ⅱ轴盖d3=7md0=d3+1=8mD0=D+2.5d3=80+17.5=97.5
D2=D0+2.5d3=115e=1.2d3=8.4
e1≥e≥8.4
Ⅰ轴盖d3=7md0=8mD0=D+2.5×7=62+17.5=79.5
D2=D0+2.5d3=79.5+17.5=97e=1.2d3=8.4
e1≥e≥8.4
九.箱体的主要尺寸
名称
符号
减速器型式,尺寸的关系/mm
圆锥齿轮减速器
箱座壁厚
δ
12
箱盖壁厚
δ1
12
箱盖凸缘厚度
b1
13.5
箱座凸缘厚度
b
13.5
箱座底凸缘厚
b2
22.5
地角螺钉直径
d1
17.625
地角螺钉数目
n
4
轴承旁链接螺栓直径
d1
13.21875
盖与座链接螺栓直径
d2
8.8125~10.575
链接螺栓d2的间距
l
150~200
轴承端盖螺钉直径
d3
7.05~8.8125
检查孔盖螺钉直径
d4
5.2875~7.05
定位销直径
d
6.16875~8.46
d1d2d3至外箱壁距离
C1
35
d1d2至凸缘边缘距离
C2
12
轴承旁凸台半径
R1
12
外箱壁至轴承座端面的距离
l1
56
齿轮顶圆与内箱壁间的距离
Δ1
10.8
齿轮端面与内箱壁间的距离
Δ2
12
箱盖,箱座肋厚度
m1,m
m1=7.65,m=7.65
轴承端盖外径
D2
130
轴承旁链接螺栓距离
S
130
十.滚动轴承的润滑
1)润滑
滚动轴承:
选择脂润滑.
齿轮:
选择寖油润滑.
2)密封
轴承透盖:
毛毡密封.
十一.参考文献
《机械设计基础》主编:
陈立德
《机械设计基础课程设计指导书》主编:
陈立德副主编:
牛玉丽