一级齿轮减速器说明书1.docx
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一级齿轮减速器说明书1.docx
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一级齿轮减速器说明书1
课程设计说明书
设计名称:
机械设计基础
题目:
一级圆柱齿轮减速器
学生姓名:
专业:
班级:
学号:
指导教师:
日期:
年月日
重庆机电职业技术学院
课程设计任务书
机电设备维修与管理专业09年级1班
一、设计题目
带式输送机传动装置
(1)工作情况:
单班制,连续单向运转,载荷较平稳,运输带速度允许误差为+5%;
(2)使用折旧期:
8年;
(3)动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V;
(4)滚筒效率:
0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)。
二、主要内容
已知条件:
1.工作情况:
两班制,连续单项运转,载荷较平稳,运输带速度允许误差为±0.5%;
2.使用折旧期:
五年
3.动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V;
4.滚筒效率:
0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)
运输带工作拉力F=2.1KN
运输带工作速度V=1.8m/s
卷筒直径D=450mm
目录
一、前言……………………………1
二、电动机的选择……………………………………3
三、齿轮的设计………………………………………4
四、轴的设计………………………………………7
五、轴上其它零件的设计……………………………8
六、输出轴的校核……………………………………9
七、键的选择………………………………………10
八、箱体的选择和尺寸确定…………………………11
前言
为适应现代化建设的要求,培养高素质的的专门人才,特开设了机械设计课程,机械设计在机械中占有重要地位。
为了突出和加强培养学生的综合设计能力和创新能力,总结近年来的相关课程设计经验,开设了机械设计课程设计,课程设计的主要母的:
(1)通过课程设计使学生运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识,起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面的知识的作用,树立正确的设计思想。
(2)通过课程设计的实践,培养学生分析和解决工程实际问题的能力,使学生掌握机械零件、机械运动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。
(3)提高学生机械设计的基本能力,如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等,使学生具有查阅资料(标准手册、图册等)的能力,掌握经验估算等机械设计的基本能力,学会写一般的设计计算说明书。
加强学生对机械系统创新设计能力的培养,增强了机械构思设计和创新设计等内容,对学生的方案设计内容和要求有所加强,以利于增强学生的创新能力和竞争意识,由于本设计时间仓促工作量大,又缺乏经验,加上设计者水平有限,设计过程中有不完善之处,恳请老师和同学指点。
一、电机的选择
(1)选择电动机类型
按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电压380V。
(2)选择电动机的容量
电动机所需工作功率为
nw=60×1000V/πD=(60×1000×1.7)/(π×400)=76.43r/min
其中联轴器效率
4=0.99,滚动轴承效率(2对)
2=0.99,闭式齿轮传动效率
3=0.97,V带效率
1=0.96,滚筒效率
3=0.96代入得
传动装装置总效率:
=122345=0.867
工作机所需功率为:
PW=F·V/1000=2100×1.8/1000=3.78kW
则所需电动机所需功率
Pd=PW/=3.78/0.867=4.36kw
因载荷平稳,电动机额定功率
略大于
即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y系列电动机数据,选电动机的额定功率为5.5kw.
(3)确定电动机转速
卷筒轴工作转速:
由nw=76.43r/min,v带传动的传动比i1=2~4;闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3~10,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为:
I总=i1×i2=6~40
故电动机的转速可选范围为
nd=nw×I总=76.43×(6~40)=458.58r/min~3057.2r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。
可供选择的电动机如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率Kw
同步转速/满载转速
(r/min)
1
Y132S1—2
5.5
3000/2900
2
Y132S—4
5.5
1500/1440
3
Y160M2—6
5.5
1000/960
4
Y160M2—8
5.5
750/720
则可选用Y132M—4电动机,满载转速为1440
,额定功率为7.5KW。
二、齿轮的设计
(1)总传动比
IZ=1440/76.43=18.84
V带的传动比为I1=3
减速器的传动比为i2=Iz/I1=18.84/3=6.28
(2)运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)
P0=Pd=7.5kw
n0=nd=1440r/min
T0=9550·P0/n0=9550×5.5/1440=36.48N·m
1轴(高速轴既输入轴)
P1=P0·1·=5.5×0.96=5.2kw
n1=n0/i1=1440/3=480r/min
T1=9550·P1/n1=9550×5.2/480=103.46N·m
2轴(低速轴既输出轴)
P2=P1·3·2=5.2×0.97*0.99=4.99kw
n2=n1/i2=480/6.28=76.43r/min
T2=9550·P2/n2=9550×4.99/76.43=623.50N·m
根据以上数据列成表格为:
轴名
功率P/kw
转距T/N.m
转速n/(r/min)
传动比
电动机轴(0轴)
5.5
36.48
1440
1轴
5.2
103.46
480
3
2轴
4.99
623.50
76.4.3
6.28
已知电动机额定功率P=7.5kw,转速1440r/min,各轴的转速如:
转动轴
电机轴(0轴)
输入轴(1轴)
输出轴(1轴)
转速n
1440
480
76.43
齿数比
3
6.28
电动机驱动,工作寿命年限为5年,两班制工作,连续单向运转,载荷较平稳。
1、选择齿轮的精度等级、材料
输送机为一般工作机器,转动速度不高,为普通减速器,故选用9级精度(GB10095-88),要求齿面精糙度
。
选择小齿轮材料为45钢(调质),其硬度选为250HBS,大齿轮为45钢(正火),其硬度选为200HBS,
2、按齿面接触疲劳强度设计
①、转矩T1
T1=
=9.55×106×5.2/480=1.03×105N·mm
②载荷系数K及材料的弹性系数ZE
查表7-10取K=1.1,查表7-11取ZE=189.8MPa1/21/2
③、齿数z1和齿宽系数Ψd
取小齿轮的齿数z1=20,则大齿轮的齿数z2=z1×i=20×6.28=125.6。
取126。
对称布置、软齿面,查表7-14取Ψd=1
④、许用接触应力【σН】
由图7-25查得σНlim1=600Mpa,σНlim2=550Mpa
N1=60njLh=60×480×1×(5×52×5×16)=5.99×108
N2=N1/i=5.99×108/6.28=0.95×108
由图7-24查得ZN1=1.03,ZN2=1.16(允许有一定的点蚀)
由表7-9查得SH=1
根据以下公式可得
【σН】1=(ZN1·σНlim1)/SH=(1.03×600)/1=618Mpa
【σН】2=(ZN2·σНlim2)/SH=(1.16×550)/1=638Mpa
则
d1≥
=
=53.5mm
m=d1/z1=59.9/20=2.99mm
由表7-2取标准模数m=3mm
3、主要尺寸计算
d1=mz1=3×20=60mm
d2=mz2=3×126=378mm
b=Ψdd1=1×60=60mm
经圆整后取b2=60mm,b1=b2+5=65mm
da1=d1+2ha=(20+2)×3=66mm
da2=d2+2ha=(126+2)×3=354mm
df1=d1-2hf=(20-2×1-2×0.25)×3=52.5mm
df2=d2-2hf=(126-2×1-2×0.25)×3=370.5mm
a=0.5m(z1+z2)=0.5×3×(20+126)=219mm
4、按齿根弯曲疲劳强度校核
①齿形系数YF
由表7-12查得YF1=2.81,YF2=2.14
②应力修正系数YS
由表7-13查得YS1=1.56,YS2=1.88
③许用弯曲应力【σF】
由图7-26查得σFlim1=445,σFlim2=335
由表7-9查得SF=1.3
由图7-23查得YN1=0.89YN2=0.93
则
【σF】1=YN1·σFlim1/SF=0.89×445/1.3=304.65Mpa
【σF】2=YN2·σFlim2/SF=0.93×335/1.3=239.65Mpa
故
σF1=YF1·YS1(2KT1)/(bm2z1)=2.81×1.56×2×1.1×1.43×105/(60×32×20)=127.69Mpa≤【σF】1=304.65Mpa
σF2=σF1·YF2·YS2/YF1·YS1=127.69×2.14×1.88/2.81×1.56=117.19Mpa≤【σF】1=239.65Mpa
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
5、验算齿轮的圆周速度v
V=
=
=1.51m/s
由表7-7可知,选9级精度是合适的。
根据以上数据可以制成表格:
齿轮参数
法向模数
m=3
齿数
z1=20
z2=126
齿顶圆直径
da1=66
da2=360
螺旋角
=0°
齿根圆直径
df1=52.5
df2=346.5
中心距
a=207
分度圆直径
d1=60
d2=354
齿轮宽度
b1=65
b2=60
6、选择润滑方式
闭式齿轮传动,,齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油,润滑油运动粘度
.)
三、轴的设计
1、高速轴(1轴)的设计
确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A=112,于是得
dmin=A
=
=24.78mm
此处有键槽用于配套V带轮,所以可将其轴径加大5%,即d=24.78×105%=26mm
(1)选择滚动轴承
因轴承受到径向力的作用,故选用深沟球轴承。
选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008,其尺寸为d*D*B=40mmx68mmx15mm,故d4=d1=40mm,L1=l1=15mm
(2)轴的结构设计
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,6008型轴承的定位轴肩高度0.07d 在右端轴承安装完处后的一段轴(装轴承端盖和外露的部分)的直径为38mm。 结构如图所示: 2、低速轴(2轴)的设计 确定轴的最小直径 由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A0=112,于是得 dmin=A = =45.10mm 此处有键槽用于配套联轴器,所以可将其轴径加大5%,即d=45.10×105%=47.36mm 减速器输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d联,为了使减速器输出轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 选择弹性联轴器,取其标准内孔直径d=d1=55mm,L联=84mm。 (1).选择滚动轴承 因轴承受到径向力的作用,故选用深沟球轴承。 选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6012,其尺寸为d*D*B=60mmx95mmx18mm,故d5=d2=60mm,L5=l2=18mm (2)轴的结构设计 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,6012型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此取d4=72mm,而大齿轮采用套筒定位,套筒厚度为t1=3mm,l套=25.5mm,取安装齿轮处的轴段3的直径d3=70mm,轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略小于轮毂宽度,故取L3=55mm.齿轮的左端靠套筒轴向定位,故取轴段直径d2=d5=60mm,L2=l套+l2+5+l盖+l空=103.5mm,d1=55mm,L1=80mm。 在左端的轴承安装完处后(轴承端盖和外漏部分)的一段轴的直径为58mm。 结构如图所示: 四、轴上其它零件的设计 1)轴承端盖的厚度为25mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器和V带轮右端面间的距离均为L空=30mm。 2)查表6-2、6-4取V带轮的基准直径为L=31.5mm,宽度B=16mm。 输入轴上的直径最大的那段轴为d=48mm,L2=20mm。 轴上齿轮距箱体壁15mm。 输出轴上的直径最大的那段轴为d=76mm,l=10mm;L4=10.5mm。 轴上齿轮距箱体壁17.5mm。 则: 输入轴为L=230mm 输出轴为L=277mm 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。 3)轴上零件的周向定位 齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 由表10-7查得: 在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=8mmx7mm,L=22mm 在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm,L=48mm 齿轮与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm,L=48mm 键槽均用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;同样,半联轴器与轴的配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径公差为m6。 4)确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表15-2,取轴端倒角为2x45°,各轴肩的圆角半径为1.5。 五、输出轴上的强度校核 1、已知P2=6.91kwn2=81.21r/min所以T2=9.55×106P/n1=812590.81N.mm 则: 轴上直齿轮上的周向力 Ft1= 径向力 Fr1= 2、轴的结构图,做出轴的计算简图。 确定轴承的支点的位置时,应从手册中查取值。 因此,作为简支梁的轴的支承跨距分别为55mm、10mm、15mm。 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=1846.57N,FNH2=2677.41 FNV1=3211.41N,FNV2=-184.67N 弯矩M MH=326544.94N·mm, MV1=184652.27N·mm MV2=-3528N·mm 总弯距 M1= 375137.39N·mm M2= 326563.99N·mm 弯矩T T=812590.81N·mm 3、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。 根据式及上表中的数据,以及轴单向转动,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6,轴的应力计算如下: σr3= 49.21Mpa 轴的材料为45钢,调质处理,[σ]=200Mpa,σr3<[σ],故轴非常安全。 六、键的选择 齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得: 在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=8mmx7mm,L=22mm 齿轮与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm,L=56mm 在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm,L=50mm 齿轮与轴连接平键截面b*h=18mmx11mm,L=50mm 键槽均用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ;同样,半联轴器与轴的配合为 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径公差为m6。 七、箱体的选择和尺寸确定 (1)箱座尺寸的选择和尺寸确定 箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用,误差不能太大。 本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。 查表4-2得 箱体的数据初定为: 箱座壁厚: δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm 箱盖壁厚: δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm 箱座凸缘的最小厚度: b=1.5δ=15mm,故取b=20mm 箱盖凸缘的最小厚度: b1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm 箱座底凸缘的的最小厚度: 故取b2=30mm 箱盖上凸缘的的最小厚度b2’=2.5=25mm,故取b2’=30mm 地脚螺栓的最小直径: df=0.036a+12=19.45mm,故取df=20mm 地脚螺栓数目: 轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=15mm,取螺栓为M16 箱盖与箱座连接螺栓直径: d2=0.5df=10mm,取螺栓为M10 连接螺栓 的间距: l=125~200,取l=200mm 轴承端盖螺栓的直径: d3=0.5df=10mm,故取d3=10mm 检查孔盖螺钉直径: d4=0.4df=8mm 定位销直径: d=0.8d2=8mm df、d2、d1至外箱壁的距离C1=30mm df、d2至凸缘边的距离C2=30mm 轴承旁凸台半径R1=C2=30mm 凸台高度h=50mm 外箱壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+10=70mm 齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>1.2δ=15mm 齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>δ, 取Δ2小=17.5mm,Δ2大=15mm 箱盖、箱座肋厚m1=0.85δ1=8.5mm、m2=0.85δ=8.5mm 轴承端盖外径D2入=D入+5d3=118mm、D2出=D出+5d3=145mm 轴承端盖上螺钉的数目都为4 轴承旁连接螺栓的距离S入=D入+2d1=98mm、S出=D出+2d1=125mm 箱座内的深度Hd=d大/2+31.5=210mm 箱座总高度H=Hd+δ+10=230mm 箱座内的宽度Ba=15+15+65=95mm 螺纹油塞的直径: d油=12mm,取M12x1.25
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