一级圆柱齿轮减速器说明书.docx
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一级圆柱齿轮减速器说明书
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………4
二、电动机的选择…………………………………………….5
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、普通V带的设计………………………………………….10
六、齿轮传动的设计…………………………………………..15
七、传动轴的设计………………………….…………………..18
八、箱体的设计………..…………………….………………….27
九、键连接的设计………………………………………………29
十、滚动轴承的设计……………………………………………31
十一、润滑和密封的设计………………………………………32
十二、联轴器的设计……………………………………………33
十三、设计小结……………………………………………….....33
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择:
选择Y系列三相异步电动机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择:
电动机所需工作功率为:
式
(1):
Pd=PW/ηa (kw)
由式
(2):
PW=FV/1000(KW)
因此 Pd=FV/1000ηa(KW)
由电动机至运输带的传动总效率为:
η总=η1×η23×η3×η4×η5
式中:
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η1=0.96,η2=0.99,η3=0.97,η4=0.99
则:
η总=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96
=0.83
所以:
电机所需的工作功率:
Pd =FV/1000η总
=(1490×2.5)/(1000×0.83)
=4.5(kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为:
n卷筒=60×1000·V/(π·D)
=(60×1000×1.5)/(250·π)
=77.3r/min
根据手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’=3~6。
取V带传动比I1’=2~4。
则总传动比理论范围为:
Ia’=6~24。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×n卷筒
=(16~24)×77.3
=463.8~1855.2r/min
则符合这一范围的同步转速有:
750、1000和1500r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格
和带传动、减速器传动比,选定电动机型号为Y132M2-6,
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=nm/n卷筒
=960/77.3
=12.42
总传动比等于各传动比的乘积
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)
2、分配各级传动装置传动比:
根据指导书P7表1,取i0=2.8(普通V带i=2~4)
因为:
ia=i0×i
所以:
i=ia/i0
=12.42/2.8
=4.44
四、传动装置的运动和动力设计:
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴,Ⅱ轴,......以及
i0,i1,......为相邻两轴间的传动比
η01,η12,......为相邻两轴的传动效率
PⅠ,PⅡ,......为各轴的输入功率(KW)
TⅠ,TⅡ,......为各轴的输入转矩(N·m)
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩(r/min)
可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数
1、运动参数及动力参数的计算
(1)计算各轴的转数:
Ⅰ轴:
nⅠ=nm/i0
=960/2.8=342.86(r/min)
Ⅱ轴:
nⅡ=nⅠ/i1
=324.86/4.44=77.22r/min
卷筒轴:
nⅢ=nⅡ
(2)计算各轴的功率:
Ⅰ轴:
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1
=4.5×0.96=4.32(KW)
Ⅱ轴:
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=4.32×0.98×0.97
=4.11(KW)
卷筒轴:
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4
=4.11×0.98×0.99=4.07(KW)
计算各轴的输入转矩:
电动机轴输出转矩为:
Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960
=44.77N·m
Ⅰ轴:
TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1
=44.77×2.8×0.96=120.33N·m
Ⅱ轴:
TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η4
=120.33×4.44×0.98×0.99=518.34N·m
卷筒轴输入轴转矩:
TⅢ=TⅡ·η2·η4
=502.90N·m
计算各轴的输出功率:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
故:
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.32×0.98=4.23KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.23×0.98=4.02KW
计算各轴的输出转矩:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
则:
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承
=120.33×0.98=117.92N·m
T’Ⅱ=TⅡ×η轴承
=518.34×0.98=507.97N·m
由指导书的表1得到:
η1=0.96
η2=0.98
η3=0.97
η4=0.99
i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率
η为0.98~0.995在本设计中取0.98
综合以上数据,得表如下:
轴名
效率P(KW)
转矩T(N·m)
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.5
44.77
960
2.8
0.96
Ⅰ轴
4.32
4.23
120.33
117.92
342.86
4.44
0.95
Ⅱ轴
4.11
4.02
518.34
507.97
77.22
1.00
0.97
卷筒轴
4.07
3.99
502.90
492.84
77.22
五.V带的设计
(1)选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05(KW)
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处,
由课本P134表9-5查得KA=1.1
由课本P132表9-2得,推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
方案:
取B型V带
确定带轮的基准直径,并验算带速:
则取小带轮d1=140mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8×140×(1-0.02)=384.16mm
由表9-2取d2=384mm(虽使n2略有减少,但其误差小于5%,故允许)
带速验算:
V=n1·d1·π/(1000×60)
=960×140·π/(1000×60)
=7.03m/s
介于5~25m/s范围内,故合适
确定带长和中心距a:
0.7·(d1+d2)≤a0≤2·(d1+d2)
0.7×(140+384)≤a0≤2×(140+384)
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700,则带长为
L0=2·a0+π·(d1+d2)+(d2-d1)2/(4·a0)
=2×700+π·(140+384)/2+(384-140)2/(4×700)
=2244.2mm
由表9-3选用Ld=2244mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120合适
确定带的根数
Z=PC/((P0+△P0)·KL·Kα)
=6.05/((2.08+0.30)×1.00×0.95)
=2.68
故取3根B型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·(2.5/Kα-1)/z·c+q·v2
=500×6.05×(2.5/0.95-1)/(3×7.03)+0.17×7.032
=242.42N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×3×242.42×sin(160.0/2)
=1432.42N
由机械设计书
表9-4查得
P0=0.95
由表9-6查得
△P0=0.11
由表9-7查得
Kα=0.95
由表9-3查得KL=0.96
由课本表9-2得,推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm
六、齿轮传动的设计:
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为45号钢调质,齿面硬度为250HBS,大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=20,u=4.5
Z2=Z1·u=20×4.5=90
取ψa=0.3,则ψd=0.5·(i+1)·=0.675
(3)按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数查课本表6-6取K=1.2
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86
=1.18×105N·mm
材料弹性影响系数
由课本表6-7ZE=189.8
区域系数ZH=2.5
重合度系数
εt=1.88-3.2·(1/Z1+1/Z2)
=1.88-3.2×(1/20+1/90)=1.69
Zε=
许用应力查课本图6-21(a)
查表6-8按一般可靠要求取SH=1
则
取两式计算中的较小值,即[σH]=560Mpa
于是d1≥
=
=52.82mm
(4)确定模数
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取标准模数值m=3
(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中
小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.0×60=60mm
复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95
重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.69=0.6938
许用应力查图6-22(a)
σFlim1=245MPaσFlim2=220Mpa
查表6-8,取SF=1.25
则
计算大小齿轮的
并进行比较
<
取较大值代入公式进行计算则有
=71.86<[σF]2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
(6)几何尺寸计算
d1=m·Z=3×20=60mm
d2=m·Z1=3×90=270mm
a=m·(Z1+Z2)=3×(20+90)/2=165mm
b=60mmb2=60
取小齿轮宽度b1=65mm
(7)验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·d1·n1/(60×1000)
=3.14×60×342.86/(60×1000)
=1.08m/s
对照表6-5可知选择9级精度合适。
七轴的设计
输出轴的设计计算
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质,硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=4.11KW
转速为nⅡ=77.22r/min
根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c=115
d≥
(3)确定轴各段直径和长度(同上,按图画简图取尺寸)
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径:
d1=270mm
作用在齿轮上的转矩为:
T1=5.08×105N·mm
求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N
Ft,Fr的方向如下图所示
(5)轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。
水平面的支反力:
RA=RB=Ft/2=1881.48N
垂直面的支反力:
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×62/124=684.81N
(6)画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩:
水平面的弯矩:
MC=RA×62=116.65Nm
垂直面的弯矩:
MC1’=MC2’=RA’×62=41.09Nm
合成弯矩:
(7)画转矩图:
T=Ft×d2/2=508.0Nm
(8)画当量弯矩图
因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:
(9)判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm,由课本表13-1有:
[σ-1]=60Mpa则:
σe=MeC2/W=MeC2/(0.1·D43)
=307.56×1000/(0.1×603)=14.24Nm<[σ-1]
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:
σe=MD/W=MD/(0.1·D13)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45Nm<[σ-1]
所以确定的尺寸是安全的。
D1=Φ45mm
L1=82mm
D2=Φ52mm
L2=54mm
D3=Φ55mm
L3=36mm
D4=Φ60mm
L4=58mm
D5=Φ66mm
L5=10mm
D6=Φ55mm
L6=21mm
绘制轴的工艺图(见图纸)
八.箱体结构设计
箱体结构尺寸选择如下表:
名称
符号
尺寸(mm)
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b1
12
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
df,d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,18
df,d2至凸缘边缘距离
C2
24,16
轴承旁凸台半径
R1
24,16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60,44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m2
7,7
轴承端盖外径
D2
90,105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近,以Md1和Md2互不干涉为准,一般s=D2
九.键联接设计
1.输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=30mm,L1=50mm
查手册得,选用C型平键,得:
A键8×7GB1096-79L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·mh=7mm
根据课本P243(10-5)式得
σp=4·T/(d·h·L)
=4×44.77×1000/(30×7×42)
=20.30Mpa<[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=44mmL2=63mmTⅠ=120.33N·m
查手册选A型平键GB1096-79
B键12×8GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mmh=8mm
σp=4·TⅠ/(d·h·l)
=4×120.33×1000/(44×8×50)
=27.34Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mmL3=58mmTⅡ=518.34Nm
查手册P51选用A型平键
键18×11GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mmh=11mm
σp=4·TⅡ/(d·h·l)
=4×518.34×1000/(60×11×42)
=74.80Mpa<[σp](110Mpa)
十.滚动轴承设计
根据条件,轴承预计寿命
Lh5×365×8=14600小时
1.输入轴的轴承设计计算
(1)初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=628.20N
(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值
(3)选择轴承型号
查课本表11-5,选择6208轴承Cr=29.5KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
(1)初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=1369.61N
(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值
(3)选择轴承型号
查课本表11-5,选择6211轴承Cr=43.2KN
由课本式11-3有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用毛毡密封。
毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙,达到密封的目的。
2.润滑
(1)对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油,用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣,
(2)对于滚动轴承来说,由于传动件的速度不高,且难以经常供油,所以选用润滑脂润滑。
这样不仅密封简单,不宜流失,同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二.联轴器的设计
(1)类型选择
由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,故选用弹性柱销联。
(2)载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm,
其中KA为工况系数,由课本表14-1得KA=1.3
(3)型号选择
根据TC,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T5014—2003,选用LXZ2型弹性柱销联,其额定转矩[T]=1250Nm,许用转速[n]=3750r/m,故符合要求。
键12×8
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