单级圆柱齿轮减速器说明书.docx
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单级圆柱齿轮减速器说明书
单级圆柱齿轮减速器说明书
第一章设计任务书2
1.1设计题目2
1.2设计步骤2
第二章传动装置总体设计方案3
2.1传动方案3
2.2该方案的优缺点3
第三章电动机的选择4
3.1选择电动机类型4
3.2确定传动装置的效率4
3.3选择电动机的容量4
3.4确定电动机参数4
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5
第四章计算传动装置运动学和动力学参数6
4.1电动机输出参数6
4.2高速轴Ⅰ的参数6
4.3中间轴Ⅱ的参数6
4.4低速轴Ⅲ的参数6
第五章普通V带设计计算7
5.1已知条件和设计内容7
5.2设计计算步骤7
5.3带轮结构设计9
第六章减速器齿轮传动设计计算11
6.1选精度等级、材料及齿数11
6.2按齿面接触疲劳强度设计11
6.3确定传动尺寸13
6.4校核齿根弯曲疲劳强度13
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸14
6.6齿轮参数和几何尺寸总结14
第七章轴的设计15
7.1高速轴设计计算15
7.2低速轴设计计算19
第八章滚动轴承寿命校核23
8.1高速轴上的轴承校核23
8.2低速轴上的轴承校核24
第九章键联接设计计算25
9.1高速轴与带轮配合处的键连接25
9.2低速轴与齿轮2配合处的键连接25
9.3低速轴与联轴器配合处的键连接25
第十章联轴器的选择26
10.1低速轴上联轴器26
第十一章减速器的密封与润滑26
11.1减速器的密封26
11.2减速器的润滑26
11.3.1齿轮的润滑26
11.3轴承的润滑27
第十二章减速器附件设计27
12.1轴承端盖27
12.2油面指示器27
12.3放油孔及放油螺塞27
12.4窥视孔和视孔盖28
12.5定位销28
12.6启盖螺钉28
12.7螺栓及螺钉28
第十三章减速器箱体主要结构尺寸29
第十四章拆卸减速器29
14.1分析装配方案29
14.2分析各零件作用、结构及类型30
14.3减速器装配草图设计30
14.4完成减速器装配草图31
14.5减速器装配图绘制过程31
14.6完成装配图32
第十五章设计小结32
第十六章参考文献32
第一章设计任务书
1.1设计题目
一级直齿圆柱减速器,工作机所需功率Pw=3.4kW,转速nw=120r/min,每天工作小时数:
16小时,工作年限(寿命):
6年,每年工作天数:
300天,配备有三相交流电源,电压380/220V。
1.2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.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
第二章传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定,前置外传动为普通V带传动,减速器为一级圆柱齿轮减速器。
方案简图如下图所示。
2.2该方案的优缺点
由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置,因而沿齿向载荷分布均匀,相较不对称分布的减速器来讲,轴的刚性相对较小。
原动机部分为Y系列三相交流异步电动机
第三章电动机的选择
3.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件,选用三相笼型异步电动机,电压为380V,Y型。
3.2确定传动装置的效率
查表得:
联轴器的效率:
η1=0.99
一对滚动轴承的效率:
η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率:
η3=0.97
普通V带的传动效率:
η4=0.96
工作机效率:
ηw=0.96
故传动装置的总效率
η=η1
η2
η2
η3
η4
ηw=0.86
3.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
P_w=3.4kW
3.4确定电动机参数
工作转速:
n_w=n=120r/min
经查表按推荐的合理传动比范围,V带传动比范围为:
2--4一级圆柱齿轮减速器传动比范围为:
3--5因此理论传动比范围为:
6--20。
可选择的电动机转速范围为720--2400r/min。
进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:
Y160M-6的三相异步电动机,额定功率Pen=7.5kW,满载转速为nm=970r/min,同步转速为nt=1000r/min。
电机主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
160
605×385
254×210
14.5
42×110
12×37
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:
970
120=8.08
(2)分配传动装置传动比
取普通V带的传动比:
iv=2.5
减速器传动比为:
i=3.23
第四章计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输出参数
4.2高速轴Ⅰ的参数
4.3中间轴Ⅱ的参数
4.4低速轴Ⅲ的参数
运动和动力参数计算结果整理于下表:
轴名
功率P(kW)
转矩T(N•mm)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5.88
57890.72970
2.5
0.96
Ⅰ轴
5.64
5.58
138819.59
137431.3941
388
3.23
0.97
Ⅱ轴
5.47
5.42
434885.95
430537.0905
120.12
1
0.95
工作机轴
5.37
5.32
427362.5
423383.33
120
第五章普通V带设计计算
5.1已知条件和设计内容
设计普通V带传动的已知条件包括:
所需传递的额定功率Pd=5.88kW;小带轮转速n1=970r/min;大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5;设计的内容是:
带的型号、长度、根数,带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。
5.2设计计算步骤
(1)确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.2,故
Pca=KA×P=1.2×5.88=7.056kW
(2)选择V带的带型
根据Pca、n1由图选用B型。
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。
取小带轮的基准直径dd1=125mm。
2)验算带速v。
按式验算带的速度
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。
取带的滑动率ε=0.02
(3)计算大带轮的基准直径。
计算大带轮的基准直径
根据表,取标准值为dd2=315mm。
(4)确定V带的中心距a和基准长Ld度
根据式,初定中心距a0=600mm。
由式计算带所需的基准长度
由表选带的基准长度Ld=1950mm。
按式计算实际中心距a。
按式,中心距的变化范围为593--680mm。
(5)验算小带轮的包角αa
(6)计算带的根数z
1)计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=125mm和n1=970r/min,查表得P0=1.66kW。
根据n1=970r/min,i=2.5和B型带,查表得△P0=0.2664kW。
查表的Kα=0.965,表得KL=0.97,于是
2)计算带的根数z
取4根。
(6)计算单根V带的初拉力F0
由表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m,所以
(7)计算压轴力Fp
带型
B
中心距
622mm
小带轮基准直径
125mm
包角
162.5°
大带轮基准直径
315mm
带长
1950mm
带的根数
4
初拉力
227.8N
带速
6.35m/s
压轴力
1801.19N
5.3带轮结构设计
(1)小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=42mm
因为小带轮dd1=125<300mm
因此小带轮结构选择为实心式。
因此小带轮尺寸如下:
d1=1.8×d=1.8×42=76mm
B=(z-1)×e+2×f=79mm
L=2.0×d=2.0×42=84mm
da=dd1+2×ha=125+2×3.5=132mm
(2)大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=32mm
因为大带轮dd2=315mm
因此大带轮尺寸如下:
d1=1.8×d=1.8×32=58mm
B=(z-1)×e+2×f=79mm
L=2.0×d=2.0×32=64mm
da=dd2+2×ha=315+2×3.5=322mm
第六章减速器齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
(1)由选择小齿轮45钢(调质)硬度为240HBS,大齿轮45钢(正火)硬度为190HBS
(2)选小齿轮齿数Z1=28,则大齿轮齿数Z2=Z1×i=28×3.23=91。
(3)压力角α=20°。
6.2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
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为:
轴向重合度为:
查得重合度系数Zε=0.87
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:
计算应力循环次数
由图查取接触疲劳系数:
=600Mpa;
=536Mpa
取失效概率为1%,安全系数S=1,得
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
[σH]=536MPa
2)试算小齿轮分度圆直径
(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ν
齿宽b
2)计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1.25
②查图得动载系数Kv=1.076
③齿轮的圆周力。
根据v=1.49m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数
=1
直齿轮,
由表10-2查得使用系数
由表10-4用插值法得7级精度,小齿轮相轴承对称布置时,
由b/h=8,
查图10-13得
实际载荷系数为
3)按实际载荷系数算得的分度圆直径
4)确定模数
M=3
6.3确定传动尺寸
(1)计算中心距
(2)计算小、大齿轮的分度圆直径
d
=z
m=30×3=90
d
=z
m=101×3=303
(3)计算齿宽
取B1=90mmB2=85mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
1)K、T、m和d1同前
齿宽b=b2=85
齿形系数YFa和应力修正系数YSa:
查表得:
查图得重合度系数Yε=0.684
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
由图查取弯曲疲劳系数:
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力
故弯曲强度足够。
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸
(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
(2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
(3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
6.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
3
3
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
齿数
z
28
91
齿顶高
ha
3
3
齿根高
hf
3.75
3.75
分度圆直径
d
84
273
齿顶圆直径
da
90
279
齿根圆直径
df
76.5
265.5
齿宽
B
90
85
中心距
a
178
第七章轴的设计
7.1高速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n1=388r/min;功率P1=5.64kW;转矩T1=138819.59N•mm
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
按齿轮轴设计,轴的材料取与高速级小齿轮材料相同,45钢(调质)
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取A=112。
由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大7%
查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小,故将高速轴设计成齿轮轴。
显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,选用普通平键,A型,b×h=12mm×8mm(GB/T1096-2003),长56mm;定位轴肩直径为36mm
b.确定各轴段的直径和长度。
第1段:
d1=32mm,L1=62mm
第2段:
d2=37mm(轴肩),L2=61mm
第3段:
d3=40mm(与轴承内径配合),L3=28mm
第4段:
d4=45mm(轴肩),L4=8mm
第5段:
d5=90mm(小齿轮齿顶圆直径),L5=90mm(小齿轮宽度)
第6段:
d6=45mm(轴肩),L6=8mm
第7段:
d7=40mm(与轴承内径配合),L7=30mm
(5)轴的受力分析
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力(d1为齿轮1的分度圆直径)
齿轮1所受的圆周力(d1为齿轮1的分度圆直径)
齿轮1所受的径向力
第一段轴中点到轴承中点距离La=101mm,轴承中点到齿轮中点距离Lb=72mm,齿轮中点到轴承中点距离Lc=74mm
c.计算作用在轴上的支座反力
水平面内
轴所受的载荷是从轴上零件传来的,计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布段的中点。
作用在轴上的扭矩,一般从传动件轮毂宽度的中点算起。
通常把轴当做置于铰链支座上的梁,支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
带传动压轴力(属于径向力)Fp=1801.19N
画弯矩图弯矩图如图所示:
按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=0.6,查表得45钢调质处理抗拉强度极限σB=650MPa,则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],用淬火钢比调质钢强度高,所以强度满足要求。
7.2低速轴设计计算
(1)已经确定的运动学和动力学参数
转速n2=120.12r/min;功率P2=5.47kW;转矩T2=434885.95N•mm
(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力
因传递的功率不大,并对重量及尺寸无特殊要求,选用45钢,调质处理,硬度为217-255HBS,许用弯曲应力为[σ]=60MPa
(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径
由表5-1可得A=107-118
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大,故取A=107。
由于最小轴段直径安装联轴器,其截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%
查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48
(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的长度和直径。
第1段:
d1=48mm,L1=110mm
第2段:
d2=53mm(轴肩),L2=63mm
第3段:
d3=55mm(与轴承内径配合),L3=43.5mm(由轴承和挡油环(定距环)宽度确定)
第4段:
d4=60mm(与大齿轮内径配合),L4=83mm(等于大齿轮宽度-2mm,以保证齿轮轴向定位可靠)
第5段:
d5=70mm(轴肩),L5=10.5mm
第6段:
d6=55mm(与轴承内径配合),L6=33mm
(5)弯曲-扭转组合强度校核
a.画高速轴的受力图
如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
齿轮2所受的圆周力(d2为齿轮2的分度圆直径)
齿轮2所受的径向力
c.计算作用在轴上的支座反力
第一段轴中点到轴承中点距离La=128mm,轴承中点到齿轮中点距离Lb=76mm,齿轮中点到轴承中点距离Lc=75mm
.画弯矩图弯矩图如图所示:
轴所受转矩为:
T2=434885.95N•mm
h.校核轴的强度
因齿轮所在轴截面弯矩大,同时截面还作用有转矩,因此此截面为危险截面。
按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=0.6,查表得45钢调质处理抗拉强度极限σB=650MPa,则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],用淬火钢比调质钢强度高,所以强度满足要求。
第八章滚动轴承寿命校核
8.1高速轴上的轴承校核
轴承型号
内径(mm)
外径(mm)
宽度(mm)
基本额定动载荷(kN)
6208
40
80
18
29.5
根据前面的计算,选用6208深沟球轴承,内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm
由于减速器为直齿轮减速器,不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN,轴承采用正装。
要求寿命为Lh=28800h,轴承采用正装。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力:
Fr=
P=Fr查得C=20.8KNε=3
Lh=
=
=107981h>35040h
由此可知该轴承的工作寿命足够。
8.2低速轴上的轴承校核
轴承型号
内径(mm)
外径(mm)
宽度(mm)
基本额定动载荷(kN)
6211
55
100
21
43.2
根据前面的计算,选用6211深沟球轴承,内径d=55mm,外径D=100mm,宽度B=21mm
由于减速器为直齿轮减速器,不存在轴向载荷
轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN,轴承采用正装。
要求寿命为Lh=28800h,轴承采用正装。
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力:
Fr=
P=Fr查得C=59.5KNε=3
Lh=
=
=4107311h>35040h
由此可知该轴承的工作寿命足够。
第九章键联接设计计算
9.1高速轴与带轮配合处的键连接
高速轴与带轮配合处选用A型普通平键,查表得b×h=14mm×9mm(GB/T1096-2003),键长28mm。
键的工作长度l=L-b=14mm
带轮材料为铸铁,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。
9.2低速轴与齿轮2配合处的键连接
低速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键,查表得b×h=20mm×12mm(GB/T1096-2003),键长70mm。
键的工作长度l=L-b=50mm
齿轮2材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
9.3低速轴与联轴器配合处的键连接
低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键,查表得b×h=0mm×0mm(GB/T1096-2003),键长100mm。
键的工作长度l=L-b=100mm
联轴器材料为钢,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。
第十章联轴器的选择
10.1低速轴上联轴器
(1)计算载荷
由表查得载荷系数K=1.3
计算转矩Tc=K×T=565.351735N•mm
选择联轴器的型号
(2)选择联轴器的型号
轴伸出端安装的联轴器初选为LX3型弹性柱销联轴器(GB/T5014-2003),公称转矩Tn=1250N•m,许用转速[n]=4700r/min,Y型轴孔(圆柱形),孔直径d=112mm,轴孔长度L1=112mm。
Tc=565.351735N•m n=120.12r/min<[n]=4700r/min 第十一章减速器的密封与润滑 11.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。 对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。 输入轴与轴承盖间V<3m/s,输出轴与轴承盖间也为V<3m/s,故均采用半粗羊毛毡封油圈。 11.2减速器的润滑 11.3.1齿轮的润滑 闭式齿轮传动,根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。 圆周速度v≤12-15m/s时,常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。 采用浸油润滑。 对于圆柱齿轮而言,齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高,但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。 为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。 根据以上要求,减速箱使用前须加注润滑油,使油面高度达到33-71mm。 从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);,牌号为L-AN10。 11.3轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。 选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。 由于V齿≤2m/s,所以均选择脂润滑。 采用脂润滑轴承的时候,为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开,且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。 在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂(GB7324-1987),它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZL-1的润滑脂。 第十二章减速器附件设计 12.1轴承端盖 根据下列的公式对轴承端盖进行计算: d0=d3+1mm;D0=D+2.5d3;D2=D0+2.5d3;e=1.2d3;e1≥e;m由结构确定;D4=D-(10~15);mm;D5=D0-3d3;D6=D-(2~4);mm;d1、b1由密封尺寸确定;b=5~10,h=(0.8~1);b 12.2油面指示器 用来指示箱内油面的高度。 12.3放油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部,在箱座油池的最低处设置放油孔,箱体内底面做成斜面,向放油孔方向倾斜1°~2°,使油易于流出。 12.4窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况,并兼作注油孔,可向减速器箱体内注入润滑油。 12.5定位销 采用销GB/T117-2000,对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体,为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置,特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。 12.6启盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖,旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 12.7螺栓及螺钉
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