完整word版二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书.docx
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完整word版二级斜齿齿轮圆柱减速器机械设计计算说明书
机械设计减速器设计说明书
系别:
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..............................................9
5.1V带的设计与计算.........................................9
5.2带轮的结构设计..........................................11
第六部分齿轮传动的设计.........................................13
6.1高速级齿轮传动的设计计算................................13
6.2低速级齿轮传动的设计计算................................20
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................28
7.1输入轴的设计...........................................28
7.2中间轴的设计...........................................32
7.3输出轴的设计...........................................38
第八部分键联接的选择及校核计算..................................44
8.1输入轴键选择与校核......................................44
8.2中间轴键选择与校核......................................44
8.3输出轴键选择与校核......................................44
第九部分轴承的选择及校核计算....................................45
9.1输入轴的轴承计算与校核..................................45
9.2中间轴的轴承计算与校核...................................46
9.3输出轴的轴承计算与校核...................................46
第十部分联轴器的选择...........................................47
第十一部分减速器的润滑和密封....................................48
11.1减速器的润滑...........................................48
11.2减速器的密封...........................................49
第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................50
设计小结.......................................................52
参考文献.......................................................53
第一部分设计任务书
一、初始数据
设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器,初始数据T=440Nm,n=32r/m,设计年限(寿命):
5年,每天工作班制(8小时/班):
1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:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
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带传动和展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
ηa=η1η24η32η4η5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825
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
1电动机的选择
工作机的转速n:
n=32r/min
工作机的功率pw:
pw=
1.47KW
电动机所需工作功率为:
pd=
1.78KW
工作机的转速为:
n=32r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40,则总传动比合理范围为ia=16~160,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(16~160)×32=512~5120r/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Y90L-2的三相异步电动机,额定功率为2.2KW,满载转速nm=2840r/min,同步转速3000r/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
90mm
335×190
140×125
10mm
24×50
8×20
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=2840/32=88.75
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1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=4.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=88.75/4.5=19.72
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.9
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=2840/4.5=631.11r/min
中间轴:
nII=nI/i12=631.11/5.06=124.73r/min
输出轴:
nIII=nII/i23=124.73/3.9=31.98r/min
工作机轴:
nIV=nIII=31.98r/min
(2)各轴输入功率:
输入轴:
PI=Pd×η1=1.78×0.96=1.71KW
中间轴:
PII=PI×η2×η3=1.71×0.99×0.97=1.64KW
输出轴:
PIII=PII×η2×η3=1.64×0.99×0.97=1.57KW
工作机轴:
PIV=PIII×η2×η4=1.57×0.99×0.99=1.54KW
则各轴的输出功率:
输入轴:
PI'=PI×0.99=1.69KW
中间轴:
PII'=PII×0.99=1.62KW
中间轴:
PIII'=PIII×0.99=1.55KW
工作机轴:
PIV'=PIV×0.99=1.52KW
(3)各轴输入转矩:
输入轴:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
5.99Nm
所以:
输入轴:
TI=Td×i0×η1=5.99×4.5×0.96=25.88Nm
中间轴:
TII=TI×i12×η2×η3=25.88×5.06×0.99×0.97=125.75Nm
输出轴:
TIII=TII×i23×η2×η3=125.75×3.9×0.99×0.97=470.96Nm
工作机轴:
TIV=TIII×η2×η4=470.96×0.99×0.99=461.59Nm
输出转矩为:
输入轴:
TI'=TI×0.99=25.62Nm
中间轴:
TII'=TII×0.99=124.49Nm
输出轴:
TIII'=TIII×0.99=466.25Nm
工作机轴:
TIV'=TIV×0.99=456.97Nm
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=1.1×1.78kW=1.96kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用Z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=56mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
8.32m/s
因为5m/s 3)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=4.5×56=252mm 根据课本查表,取标准值为dd2=250mm。 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≈ ≈1499mm 由表选带的基准长度Ld=1540mm。 3)按课本公式计算实际中心距a0。 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1540-1499)/2mm≈520mm 按课本公式,中心距变化范围为497~566mm。 5.验算小带轮上的包角α1 α1≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(250-56)×57.3°/520≈158.6°>120° 6.计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=56mm和nm=2840r/min,查表得P0=0.33kW。 根据nm=2840r/min,i0=4.5和Z型带,查表得∆P0=0.04kW。 查表得Kα=0.94,查表得KL=1.54,于是 Pr=(P0+∆P0)KαKL=(0.33+0.04)×0.94×1.54kW=0.54kW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=1.96/0.54=3.63 取4根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以 F0= = =53.02N 8.计算压轴力FP FP=2zF0sin(α1/2)=2×4×53.02×sin(158.6/2)=416.73N 9.主要设计结论 带型 Z型 根数 4根 小带轮基准直径dd1 56mm 大带轮基准直径dd2 250mm V带中心距a 520mm 带基准长度Ld 1540mm 小带轮包角α1 158.6° 带速 8.32m/s 单根V带初拉力F0 53.02N 压轴力Fp 416.73N 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=24mm 24mm 分度圆直径dd1 56mm da dd1+2ha 56+2×2 60mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×24 48mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×12+2×7 50mm L (1.5~2)d (1.5~2)×24 48mm 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=16mm 16mm 分度圆直径dd1 250mm da dd1+2ha 250+2×2 254mm d1 (1.8~2)d (1.8~2)×16 32mm B (z-1)×e+2×f (4-1)×12+2×7 50mm L (1.5~2)d (1.5~2)×16 32mm 第六部分齿轮传动的设计 6.1高速级齿轮传动的设计计算 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=24,大齿轮齿数z2=24×5.06=121.44,取z2=121。 (4)初选螺旋角β=14°。 (5)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=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩 T1=25.88N/m ③选取齿宽系数φd=1。 ④由图查取区域系数ZH=2.44。 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: αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561° αat1=arccos[z1cosαt/(z1+2han*cosβ)] =arccos[24×cos20.561°/(24+2×1×cos14°)]=29.982° αat2=arccos[z2cosαt/(z2+2han*cosβ)] =arccos[121×cos20.561°/(121+2×1×cos14°)]=22.853° 端面重合度: εα=[z1(tanαat1-tanαt)+z2(tanαat2-tanαt)]/2π =[24×(tan29.982°-tan20.561°)+121×(tan22.853°-tan20.561°)]/2π=1.663 轴向重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan(14°)/π=1.905 重合度系数: Zε= = =0.664 ⑦由式可得螺旋角系数 Zβ= = =0.985 ⑧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=60×631.11×1×5×300×1×8=4.54×108 大齿轮应力循环次数: N2=60nkth=N1/u=4.54×108/5.06=8.98×107 查取接触疲劳寿命系数: KHN1=0.9、KHN2=0.93。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [σH]1= = =540MPa [σH]2= = =511.5MPa 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=511.5MPa 2)试算小齿轮分度圆直径 = =30.459mm (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= = =1.01m/s ②齿宽b b= = =30.459mm 2)计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA=1.25。 ②根据v=1.01m/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=2×1000×25.88/30.459=1699.334N KAFt1/b=1.25×1699.334/30.459=69.74N/mm<100N/mm 查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。 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=1.339。 则载荷系数为: KH=KAKVKHαKHβ=1.25×1.08×1.4×1.339=2.531 3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1= =30.459× =38.033mm 及相应的齿轮模数 mn=d1cosβ/z1=38.033×cos14°/24=1.538mm 模数取为标准值m=2mm。 3.几何尺寸计算 (1)计算中心距 a= = =149.434mm 中心距圆整为a=150mm。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 β= = =14.843° 即: β=14°50′35″ (3)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1= = =49.655mm d2= = =250.345mm (4)计算齿轮宽度 b=σd×d1=1×49.655=49.655mm 取b2=50mm、b1=55mm。 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计算当量齿数 ZV1=Z1/cos3β=24/cos314.843°=26.569 ZV2=Z2/cos3β=121/cos314.843°=133.955 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε 基圆螺旋角: βb=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan14.843°×cos20.561°)=13.936° 当量齿轮重合度: εαv=εα/cos2βb=1.663/cos213.936°=1.765 轴面重合度: εβ=φdz1tanβ/π=1×24×tan14.843°/π=2.025 重合度系数: Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.765=0.675 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ Yβ=1-εβ =1-2.025× =0.75 ④由当量齿数,查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.58YFa2=2.16 YSa1=1.62YSa2=1.83 ⑤计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.4 根据KHβ=1.339,结合b/h=11.11查图得KFβ=1.309 则载荷系数为 KF=KAKvKFαKFβ=1.25×1.08×1.4×1.309=2.474 ⑥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=0.89 取安全系数S=1.4,得 [σF]1= = =303.57MPa [σF]2= = =241.57MPa 2)齿根弯曲疲劳强度校核 σF1= = =54.946MPa≤[σF]1 σF2= = =51.964MPa≤[σF]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论 齿数z1=24、z2=121,模数m=2mm,压力角α=20°,螺旋角β=14.843°=14°50′35″,中心距a=150mm,齿宽b1=55mm、b2=50mm。 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 2mm 2mm 齿数z 24 121 螺旋角β 左14°50′35″ 右14°50′35″ 齿宽b 55mm 50mm 分度圆直径d 49.655mm 250.345mm 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 2mm 2mm 齿根高hf m×(ha+c) 2.5mm 2.5mm 全齿高h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齿顶圆直径da d+2×ha 53.655mm 254.345mm 齿根圆直径df d-2×hf 44.655mm 245.345mm 6.2低速级齿轮传动的设计计算 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z3=25,大齿轮齿数z4=25×3.9=97.5,取z4=98。 (4)初选螺旋角β=13°。 (5)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=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩 T2=125.75N/m ③选取齿宽系数φd=1。 ④由图查取区域系数ZH=2.45。 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: αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan20°/cos13°)=20.482° αat1=arccos[z3cosαt/(z3+2han*cosβ)] =arccos[25×cos20.482°/(25+2×1×cos13°)]=29.661° αat2=arccos[z4cosαt/(z4+2han*cosβ)] =arccos[98×cos20
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