V带单级斜齿圆柱齿轮减速器00252.docx
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V带单级斜齿圆柱齿轮减速器00252
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….3
二、电动机的选择……………………………………….…….4
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5
四、运动参数及动力参数计算………………………….……5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....13
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26
八、键联接的选择及计算………..……………………………30
九、联轴器的选择………………………………………….....31
十、减速器附件的选择………………………………….….32
十一、润滑与密封…………………………………………....34
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
(1)设计题目:
设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器
(2)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷轻微冲击;工作年限5年,环境最高温度35℃。
(3)原始数据:
运输带工作拉力F=2100N;带速V=1.6m/s<允许运输带速度误差为±5%);滚筒直径D=400mm。
一:
传动方案拟定<已给定)
1)、外传动为v带传动
2)、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器
3)、方案简图如下:
.
4)、该工作机有轻微振动,由于V带具有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准程度高,大幅度降低了成本。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机,电压380V
2、电动机功率选择:
<1)电动机工作所需的有效功率为
P=FV/1000=2100×1.6/1000=3.36KW
<2)传动装置的总功率:
带传动的效率η带=0.95
齿轮传动效率η齿轮=0.97
联轴器效率η联轴器=0.99
滚筒效率η滚筒=0.96
轴承效率η轴承=0.99
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.87
<3)电机所需的工作功率:
Pd=P/η总=3.36/0.87
=3.86KW
根据Po选取电动机的额定功率Ped,使Pm=(1~1.3>Po=3.86~5.018KW
查手册得Ped=4KW
选电动机的型号:
Y132M1-6
则n满=960r/min
三、计算总传动比及分配各级的传动比
工作机的转速n=60×1000v/(πD>
=60×1000×1.6/3.14×400
=76.43r/min
i总=n满/n=960/76.43=12.56
查表取i带=3则i齿=12.56/3=4.19
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n0=n满=960(r/min>
nI=n0/i带=960/3=320 nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min> nIII=nII=76.37(r/min> 2、计算各轴的功率 P0=Pd=4KW PI=P0×η带=4×0.95=3.8KW PII=PI×η轴承×η齿轮=3.8×0.99×0.97=3.65KW PIII=PII×η联×η轴承=3.65×0.99×0.98=3.54KW 3、计算各轴扭矩 T0=9550P0/n0=9550×4/960=39.79N·m TI=9550PI/nI=9550×3.8/320=113.41N·m TII=9550PII/nII =9550×3.65/76.37=456.43N·m TIII=9550PIII/nIII =9550×3.54/76.37=442.67N·m 五、传动零件的设计计算 1、带轮传动的设计计算 (1>根据设计要求选择普通V带截型 由表8-7查得: kA=1.1 Pca=KAP=1.1×4=4.4KW 由图8-11查得: 选用A型V带 (2>确定带轮基准直径,并验算带速 由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm 从动轮基准直径dd2=idd1=3×112=336mm 取dd2=335mm 带速V: V=πdd1n1/60×1000 =π×112×960/60×1000 =5.63m/s 在5~25m/s范围内,带速合适。 <3)确定带长和中心矩 1.7(dd1+dd2>≤a0≤2(dd1+dd2> 1.7(112+355>≤a0≤2×(112+355> 所以有: 326.9≤a0≤934 初步确定a0=600mm 由L0=2a0+π(dd1+dd2>/2+(dd2-dd1>2/4a0得: L0=2×600+π(112+355>/2+(355-112>2/4×600 =1957.79mm 由表8-2确定基准长度Ld=2000mm 计算实际中心距 a≈a0+(Ld-L0>/2=600+<2000-1957.79)/2 =621.105mm取a=620mm (4>验算小带轮包角 α1=1800-(dd2-dd1>/a×57.30 =1800-<355-112)/621.105×57.30 =157.50>1200<适用) <5)确定带的根数 由n0=960r/mindd1=112mmi=3 查表8-4a和表8-4b得 P0=1.20kw△P0=0.12kw 查表8-5得Kα=0.93查表8-2得KL=1.03 由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1>KαKL得: =4.4(1.20+0.12>×0.93×1.03 =3.5取Z=4 (6>计算张紧力F0 由表8-3查得q=0.1kg/m,则: F0=500Pca<2.5-ka)/kaZV+qV2 =500×4.4/<2.5-0.93)/0.93×4×5.63 +0.1×5.632N=168.09N 则作用在轴承的压轴力FQ: FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×168.09×sin157.580/2 =1324.96N 2、齿轮传动的设计计算 <1)选择齿轮材料及精度等级 参考表6-2初选材料。 小齿轮选用45钢,调质。 齿面硬度为197~286HBW。 大齿轮选用45钢,正火,齿面硬度156~217HBW;根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为: 限 σHlim1=580MPaσHlim2=530Mpa 按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为: σEF1=244MpaσEF2=204Mpa 按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02KHN2=1.1 按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9YN2=0.95其中 N1=60rn1tn=60×1×(960/3>×5×300×16=4.6×108 N2=N1/4.19=1.098×108 根据要求取安全系数S=1 [σH1]=(KHN1×σHlim1>/S=(1.02×580>=591MPa [σH2]=(KHN2×σHlim2>/S=(1.1×530>=583MPa (2>按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥2.23[(KT1/φd>(u+1/u>(ZE/σH>2]1/3 确定有关参数如下 可用齿数比: u=320/76.。 37 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置 由表10-7取φd=1.1 1>转矩T1 T1=95.5×105P/n1=95.5×105×3.8/320 =113406N·m 2>载荷系数k 由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。 试选K=1.2 3)由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9 d1≥2.32[(KT1/φd>(u+1/u>(ZE/σH>2]1/3 =2.32[(1.2×113406/1.1>(4.19+1/4.19>(189.9×591.6>2]1/3 =58.18mm (3>确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 中心距a=<1+u)d1/2=<1+4.19)×58.18/2 =150.98mm 取a=150mm 由经验公式m=<0.007~0.02)a=1.2~3. 取标准m=2.5 取β=15° Z1=d1cosβ/m=<58.18cos15°)/2.5=22.18 取Z1=25则Z2=uZ1=4.19×25=104.8 取Z2=105 反算中心距 a=m/2(Z1+Z2>cosβ=2.5/2(25+105>cos15°=165 a=165符合要求 实际传动比u0=Z2/Z1=105/25=4.2 传动比误差 (u-u0>/u=(4.2-4.19>/4.19×100%=0.2%<5%(允许> 螺旋角β=arccosm =arccos2.5×<2105)/<2×165)=12..753° 在8°~15°内,合适 确定有关参数和系数 分度圆直径: d1=mZ1/cosβ=2.5×25/cos12.753° =63.7mm d2=mZ2/cosβ=2.5×105/cos12.753°=267.9mm 齿顶高ha=h*am=1×2.5=2.5mm 齿根高hf=(h*a+c*>=(1+0.25>×2.5=3.125mm 齿全高h=ha+hf=5.625mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha=63.7+2×2.5=68.7mm da2=d2+2ha=267.9+2×2.5=272.9mm 齿根圆直径df1=d1-2hf=63.7×3.125=57.45mm df2=d2-2hf=261.65mm 齿宽: b=φdd1=1.1×63.7mm=70.07mm 取b1=70mmb2=b1-(5~10>mm=65mm (4>计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×63.7×320/60×1000=1.067m/s (5>精确计算载荷 KT1=KAKfaKfβKVT1 K=KAKfaKfβKV 查表10-2,KA=1。 查图10-8KV=1.05 查表10-13Kfa=1.3查表10-4φd=1.1,得Kfβ=1.32 K=KAKfaKfβKV=1×1.05×1.3×1.32=1.80 KT1=KAKfaKfβKVT1=1.80×113.41=204.34N·m KFtI=2KT1/d1=2×204.34×103/63.7=6.42KN (6>验算轮齿接触疲劳承载能力 σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u>]1/2 =2.4×189.9 ×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764>σH]1/2 =400.3MPa<[σH]=537.8MPa (7>验算轮齿弯曲疲劳承载能力 查图6-20Yβ=0.9 ZV1=Z1/cos3β=22/cos311.1863°=23.31 ZV2=Z2/cos3β=104/cos311.1863°=110.17 根据课本表7-10得,: YF1=4.28YF2=3.93 σF1=KFtYF1Yβ/bm =2.69×103×4.28×0.9/67×2.5 =61.86MPa<[σF1]1 σF2=KFtYF2Yβ/bm =2.69×103×3.39×0.9/67×2.5 =56.8<[σF2] 齿根弯曲强度足够 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1.选择轴的材料确定许用应力 由于设计的是一级减速器的输入轴,旋转方向假设左旋,属于一般轴的设计问题,选用45钢调质处理硬度217~255HBW[σ1]=60Mpa 2、估算轴的基本直径 根据表15-3,取C=105 主动轴: d≥C(PI/nI>1/3=105(3.8/320>1/3=23.96 考虑有键槽,将直径增5%.则 d1=23.96×(1+5%>mm=25.15mm取d1=26mm 从动轴: d≥C(PII/nII>1/3=105(3.65/76.37>1/3 =38.10考虑有键槽,将直径增大5%则 d2=38.10×(1+5%>mm=40.10mm取d2=42mm 3、轴的结构设计 <1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,主动轴采用齿轮轴. <2)确定轴各段直径和长度 初选用7207C角接触球轴承,其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取 d1=35m L1=26mm。 由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm,所以d2=d3=40mm L3=L4=16mm 安装轴承和挡油盘所以取d4=35m L4=26mmd5=30mmL5=55mm 由前面计算得d6=26mm取L6=31mm (3>按弯矩复合强度计算 1>主动轴的强度校核 圆周力Ft=2T1/d1=2×113406/63.7=3560.63N 径向力Fr=Fttanα/cosβ =3560.63×tan20°/cos12.753° =1180.53N 轴向力Fa=Fttanβ=3560.63×tan12.7530=721.93N 2>计算轴承支反力图1(2>1(4> 水平面 RAH=(FQ×82+Fa×d1/2-Fr×67.5>/(67.5+67.5> =(1324.96×82+721.93×63.7/2-1180.53×67.5>/135 =555.17N RBH=FQ+Fr+FAN =1324.96+1180.53+288.61+ =2505.49N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N (1)绘制水平面弯矩图<如图1(3>)和垂直面弯矩图<如图1(5>) 小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 MCHL=RAH×67.5=3.7473×104N·mm 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR=RAH×67.5-Fa×d1/2 =555.17×67.5-721.93×31.85=1.448×104N·mm 右轴颈中间断面处水平弯矩为 MBH=FQ×82=1324.96×82=1.0864×105N·mm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV×67.5=800.54×67.5 =3.9845×104N·mm (2>按下式合成弯矩图<如图1<6)) M=(MH2+MV2>1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL=(MCHL2+MCV2>1/2 =[(3.7473×104>2+(3.9845×104>2]1/2 =5.4698×104N·mm 小齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR=(MCHR2+MCV2>1/2 =[(1.448×104>2+(3.985×104>2]1/2 =4.239×104N·mm (3>画出轴的转矩T图1<7) T=113406Nmm (4>按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1<8) Me=(MH2+(aT2>>1/2 这里,取a=0.6, aT=0.6×113406=6.8043×104N·mm 由图1<1)可知,在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(aT2>>1/2=[(6.8043×104>2+(4.2394×104>2]1/2=8.107×104N·mm MB=(MBH2+(aT2>>1/2=[(1.086467×105>2+(6.80436×104>2]1/2=7.656×104N·mm (5>校核轴的强度取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件: σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195×105/0.1×353 =29.90<[σ-1] C截面处的强度条件: σ=MC/W=MC/0.1d3 =1.281953×105/0.1×57.453 =6.76Mpa<[σ-1] 结论: 按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全 从动轴的设计计算 1选择轴的材料,确定许用应力 由于设计的是单级减速器的输出轴,属于一般轴的设计问题,选用45#调质钢,硬度217~255HBS,[σ-1]=60Mpa 2、轴的结构设计 <1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,靠平键和过盈配合实现周向固定。 <2)确定轴的各段直径和长度 初选用7210C型角接触球轴承,其内径为50mm,宽度为20mm。 d1=50mm 由于要安装挡油盘所以取L1=39mm。 d2=66mmL2=8mm 安装齿轮的所以d3=58mm,L3=64mm 安装轴承和挡油盘所以取d4=48mm L4=50mm d5=44mmL5=54mm 由前面计算得d6=42mm。 取L6=50mm (3>从动轴的强度校核 ①圆周力Ft: Ft=2T2/d2=2×456429/267.9=3407.5N ②径向力Fr: Fr=Fttanα/cosβ =3407.5×tan200/cos12.753° =1271.6N ③轴向力Fa: Fa=Fttanβ =3407.5×tan12.7530=691.9N (4>计算轴承支反力 水平面: RAH=(Fa×d2/2-Fr×67.5>/(67.5+67.5> =(721.9×267.9/2-1271.6×67.5>/135 =807.5N RBH=Fr+FAN =1271.6+807.5 =2079.1N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N (3>画出水平弯矩MH图2<3)垂直弯矩MV图2<5) 大齿轮中间断面左侧水平弯矩 MCHL=RAH×67.5=54506Nmm 大齿轮中间断面右侧水平弯矩为 MCHR=RAH×67.5-Fad2/2 =807.5-691.9×267.9/2 =-3.967×104Nmm 大齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV×67.5 =4.292×104Nmm (4>计算合成弯矩 M= 大齿轮中间断面左侧弯矩为 MCL=(MCHL2+MCV2>1/2 =4.380×104N·mm 大齿轮中间断面右侧弯矩为 MCR=(MCHR2+MCV2>1/2 =5.744×104N·mm (5>画出轴的轴转矩T图2<7) T=4.56429×105N·mm (6>按下式求当量弯矩并画当量弯矩图2<8) Me=(MH2+(aT2>>1/2 这里,取a=0.6, aT=2.73857×105N·mm 由图2<1)可知,在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为 MC=(MCR2+(aT2>>1/2=[(57440>2+(2.73857×105>2]1/2 =2.79816×105N·mm <7)校核轴的强度去C截面作为危险截面 C截面处的强度条件: σ=MC/W=MC/0.1d3 =2.79826×105/0.1×583 =14.34Mpa<[σ-1] 结论: 按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全 RAV 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命5年,要求一天工作16小时,一年工作日为300天,得 16×300×5=24000小时 1、由上面的设计,初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=35mm 大齿轮轴的轴承内径d2=50mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷,故选择角接触球轴承,查手册: 小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC 大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC 7207AC型号的轴承的主要参数: d=35mm Cr=22.5KN Cor=16.5KN D=72mm B=17mm 7210AC型号轴承的主要参数: d=50mm Cr=32.8KN Cor=26.8KN D=90mm B=20mm 2小齿轮轴的轴承 <1)计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93N A端轴承所受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2>1/2=[(555.17>2+(590.27>2]1/2 =810.33N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2>1/2=[(2505.49>2+(590.27>2]1/2 =2574.08N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=551.02N 则FSB=0.68FRB=1750.37N 由于FSA水平向右FSB水平向左Fa1水平向右 有FSA+Fa1=551.02+721.93=1272.95N 因而轴有向左移动的趋势,即轴承A被压紧,轴承B被放松 FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1028.44N FAb=FSB=1750.37N <2)计算当量动载荷 FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68 FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679 查手册,得: P1=(0.41FRa+0.87FAa> =(0.41×810.33+0.87×1028.44>=1226.98N P2=FRB=1750.37N P2>P1所以只需校核轴承2的寿命 (3>轴承寿命计算 由于有轻微冲击,故由表13-6,取fp=1.02工作温度低于1000C,查表13-4,得fT=1.0轴承2的寿命为: LH=106/60n(ftC/fpP>3 =106/<60×960)×(22500/1.02×1750.37>3 =34739h>24000h ∴预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1>计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷Fa2=691.9N A端所承受的径向力 FRA=(RAH2+RAV2>1/2=[(807.5>2+(635.8>2]1/2 =1027.76N B端轴承所受的径向力 FRB=(RBH2+RBV2>1/2=[(2079.1>2+(635.8>2]1/2 =2174.14N 两轴承的派生轴向力查表得: FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=698.904N 则FSB=0.68FRB=1478.42N 由于FSA水平向右FSB水平向左Fa2水平向右有: FSA+Fa2 =698.904+691.9=1390.8N 因而轴有向左移动的趋势,即轴承A被压紧,轴承B被放松 FAa=Fa+FSB=-691.9+1478.42=786.52N FAb=FSB=1478.42N <2)计算当量动载荷 FAa/FRA=786.52/1027.76=0.77>0.68 FAb/FRB=1478.42/2174.14
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