一级圆柱齿轮减速器设计书.docx
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一级圆柱齿轮减速器设计书
一级圆柱齿轮减速器设计说明书
、设计课题:
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作,单向运转载荷变化不大,空载启动。
减速器小批量生产,使用期限10年,一班制
工作,卷筒不包括其轴承效率为96%运输带允许速度误差为5%
原始数据
题号
3
运输带拉力F
(KN
3
运输带速度V
(m/s)
1.5
卷筒直径D
(mr)i
400
设计任务要求:
1.减速器装配图纸一张(1号图纸)
2.轴、齿轮零件图纸各一张(3号图纸)
3.设计说明书一分
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
1、工作条件:
使用年限5年,工作为一班工作制,载荷平稳,环境清洁。
2、原始数据:
滚筒圆周力F=3000N
带速V=1.5m/s;
滚筒直径D=400mm
方案拟定:
采用V带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,结构简单,成本低,使用维护方便。
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择:
选择丫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/na(kw)
由式
(2):
PW=FV/1000(KW)因此Pd=FV/1000na(KW)
由电动机至运输带的传动总效率为:
3
n总=niXq2Xn3Xn4Xn5
式中:
ni、n2、n3、n4、n5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取n1=0.96,n2=0.98,n3=0.97,n4=0.97
贝U:
n总=0.96X0.983X0.97X0.99X0.96
=0.83
所以:
电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000n总
=(3000X1.5)/(1000X0.83)
=5.42(kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为:
n卷筒=60X1000•V/(n・D)
=(60X1000X1.5)/(400・n)
=71.66r/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11'=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'axn卷筒
=(6〜24)x71.66
=429.96〜1719.84r/min
则符合这一范围的同步转速有:
750、1000和1500r/min
根据容量和转速,由相关手册查出三种适用的电动机型号:
(如下表)
方
案
电动
机型
号
额定
功率
电动机转速
(r/min)
电动机重量
N
参
考
价格
传动装置传动
比
同步
转速
满载
转速
总传
动比
V带
传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500-
440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-
6
5.5
10009
)60
800
1500
12.4
2
2.8
4.44
3
Y160M2-
8
5.5
750
720
1240:
>100
9.31
2.5
3.72
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,可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为丫132M2-6其主要性能:
电动机主要外形和安装尺寸:
L
AC/2AD
A-B
中心高H
外形尺寸
LX
(AC/2+AD)X
HD
底角安装尺
寸AXB
地脚螺栓孔
直径K
轴伸尺寸
DXE
装键部位尺
寸FXGD
132
520X345X
315
216X178
12
28X80
10X41
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=960/71.66=13.40
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0xi(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=i0xi
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,U轴,……及
0,i1,……为相邻两轴间的传动比
n01,n12,……为相邻两轴的传动效率
PI,Pn,……为各轴的输入功率(KW
TI,Tn,……为各轴的输入转矩(N・m
nI,nn,……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)
由指导书的表1得
n轴:
nn=nI/i1
=324.86/4.44=77.22r/min
卷筒轴:
nM=nn
(2)计算各轴的功率:
I轴:
PI=PdXn01=PdXn1
=4.5X0.96=4.32(KVy
n轴:
Pn=PiXn12=PiXn2Xn3
=4.32X0.98X0.97
=4.11(KV)
卷筒轴:
P川=Pn・n23=Pn・n2•n4
=4.11X0.98X0.99=4.07(KVy
计算各轴的输入转矩:
电动机轴输出转矩为:
Td=9550•Pd/nm=9550X4.5/960
=44.77N•m
I轴:
TI=Td•i0•n01=Td•i0•n1
=44.77X2.8X0.96=120.33N•m
n轴:
Tn=TI・i1•n12=TI・i1•n2•n4
=120.33X4.44X0.98X0.99=518.34N•m
卷筒轴输入轴转矩:
Tm=Tn・n2•n4
=502.90N•m
计算各轴的输出功率:
由于I〜n轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
故:
P'I=PIXn轴承=4.32X0.98=4.23KW
P'n=PnXn轴承=4.23x0.98=4.02KW
计算各轴的输出转矩:
由于I〜n轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
则:
T'I=TIXn轴承
=120.33X0.98=117.92N•m
到:
n1=0.96
n2=0.98
n3=0.97
n4=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
n为0.98~0.995
在本设计中取
0.98
T'n=Tnxn轴承
=518.34x0.98=507.97N•m
综合以上数据,得表如下:
轴名
效率p(Kvy
转矩t(n•m
转速n
r/min
传动比i
效率
n
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
n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
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
(1)选择普通V带型号
由PC=KAP=1.1X5.5=6.05(KW
根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处,故AB型两方案待定:
方案1:
取A型V带
确定带轮的基准直径,并验算带速:
则取小带轮d1=100mm
d2=n1•di•(1-&)/n2=i•di•(1-&)
=2.8X100X(1-0.02)=274.4mm
由表9-2取d2=274mm(虽使n2略有减少,但其误差小
于5%故允许)
带速验算:
V=n1•d1•n/(1000X60)
=960X100•n/(1000X60)
=5.024m/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)wa0<2•(d1+d2)
0.7X(100+274) 262.08 初定中心距a0=500,则带长为 L0=2•a0+n・(d1+d2)+(d2-d1)7(4•a0) =2X500+n^(100+274)/2+(274-100)7(4X500) =1602.32mm 由表9-3选用Ld=1400mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84mm 验算小带轮上的包角a1 a仁180-(d2-d1)x57.3/a =180-(274-100)x57.3/398.84=155.01>120合适 确定带的根数 Z=PC/((P0+AP0)•KL-Ka) =6.05/((0.95+0.11)x0.96x0.95) =6.26 故要取7根A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/Ka-1)/z•c+q•v2 =500x6.05x(2.5/0.95-1)/(7X5.02)+0.17x5.022 =144.74N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2•z•F0•sin(a/2) =2x7x242.42xsin(155.01/2)=1978.32N 方案二: 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-&)/n2=i•d1•(1-&) =2.8x140x(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•n/(1000x60) =960x140•n/(1000x60) =7.03m/s 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 Ka=0.95 由表9-3查得 KL=0.96 介于5~25m/s范围内,故合适 确定带长和中心距a: 0.7•(d1+d2)wa0<2•(d1+d2) 0.7X(140+384)wa0<2X(140+384) 366.8 初定中心距a0=700,则带长为 2 L0=2•a0+n・(d1+d2)+(d2-d1)/(4•a0) 2 =2X700+n^(140+384)/2+(384-140)/(4X700)=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a1 a仁180-(d2-d1)X57.3/a =180-(384-140)X57.3/697.9=160.0>120合适 确定带的根数 Z=PC/((P0+AP0)•KL・Ka) =6.05/((2.08+0.30)X1.00X0.95) =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/Ka-1)/z•c+q•v2 =500X6.05X(2.5/0.95-1)/(3X7.03)+0.17X7.032 =242.42N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2•z•F0•sin(a/2) =2X3X242.42Xsin(160.0/2) =1432.42N 综合各项数据比较得出方案二更适合 由课本表9-2得,推荐的B型小带轮基准直径 125mm~280mm 带轮示意图如下: 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=20X4.5=90 取书a=0.3,则书d=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 确定各参数值 T1=9.55X106xP/m=9.55X106x4.23/342.86 £t=1.88-3.2•(1/Z1+1/Z2) =1.88-3.2 X(1/20+1/90)=1.69 ZeV4「 J~ '4169 4__0.77 \3 ⑥许用应力查课本图6-21(a) 「Hiim』610MPa[bHiim2】560MPa 查表6-8按一般可靠要求取SH=1 则「h%lim1610MPa Sh [%]2('Hlim2560MPa Sh 取两式计算中的较小值,即[cH]=560Mpa 12 于是di>3|2kTlU1ZeZh乙卜du[ch] 52c21.21.18104.51189.82.50.77=3.1 \14.5560 =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 Cf[cf]校核 bd1m 式中⑥小轮分度圆直径d^m・Z=3X20=60mm 2齿轮啮合宽度b=Wd-d1=1.0X60=60mm 3复合齿轮系数YFS1=4.38YFS2=3.95 4重合度系数丫&=0.25+0.75/£t =0.25+0.75/1.69=0.6938 ③许用应力查图6-22(a) cFlim仁245MPacFlim2=220Mpa 查表6-8,取SF=1.25 则「F11%im1245196MPa SF1.25 [bF1%im2220176MPa Sf1.25 ⑥计算大小齿轮的色并进行比较 bF Yfs14.38002234丫fs23.950.02244 [bF1196176 Yfs1 [bf11[bF12 取较大值代入公式进行计算则有 bF22口丫,52丫21"81053.950.6938 bd1m60603 =71.86<[bF]2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 (6)几何尺寸计算 d仁m•Z=3X20=60mm d2=m・Z1=3X90=270mm a=m-(Z1+Z2)=3X(20+90)/2=165mm b=60mmb2=60 取小齿轮宽度b仁65mm (7)验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度v=n-di-n1/(60X1000) =3.14X60X342.86/(60X1000) =1.08m/s 对照表6-5可知选择8级精度合适。 七轴的设计 1,齿轮轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图) 1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒 6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键 (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PI=4.32KW 转速为nI=342.86r/min PI的值为前 面第10页中给 出 在前面带轮的计算中已经得 到Z=3 其余的数据手 册得到 D1=^30mm L1=60mm D2=^38mm L2=70mm D3=^40mm L3=20mm D4=^48mm L4=10mm D5=^66mm L5=65mm 根据课本P205(13-2)式,并查表13-2,取c=115 fP,r432 d>C^—1153i—-——26.76mm \nz\342.86 (3)确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通过键联接, 则轴应该增加5%取D1P30mm又带轮的宽度B=(Z-1)e+2f=(3-1)x18+2X8=52mm 则第一段长度L仁60mm 2右起第二段直径取D2迤38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm则取第二 段的长度L2=70mm 3右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为dxDxB=40X80x18,那么该段的直径为D3=O40mm长度为L3=20mm (④右起第四段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取D4=^48mm长度取L4=10mm 5)右起第五段,该段为齿轮轴段,由于齿轮的齿顶圆直径为①66mm分度圆直径为①60mm齿轮的宽度为65mm则,此段的直径为D5=O66mm长度为L5=65mm 6右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取D6=O48mm 长度取L6=10mm 7右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,取轴径为D7= ①40mm长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 ⑦小齿轮分度圆直径: d仁60mm 2作用在齿轮上的转矩为: T1=1.18x105N•mm 3求圆周力: Ft 5 Ft=2T2/d2=2x1.18x10/60=1966.67N ⑷求径向力Fr Fr=Ft•tana=1966.67xtan200=628.20N 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=983.33N 垂直面的支反力: 由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA=RB=Frx62/124=314.1N (6)画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩: 水平面的弯矩: MC=Px62=60.97Nm 垂直面的弯矩: MC1=MC2=RAx62=19.47Nm 合成弯矩: |22: 22 MC1MC2\'McMC1V60.9719.4764.0Nm (7)画转矩图: T=Ftxd1/2=59.0Nm (8)画当量弯矩图 因为是单向回转,转矩为脉动循环,a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: MeC2VMC22(aT)273.14Nm (9)判断危险截面并验算强度 ①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=73.14Nm由课本表13-1有: D6=^48mm L6=10mm D7=^40mm L7=18mm Ft=1966.66Nm Fr=628.20NmRA=RB =983.33Nm RA=RB =314.1N MC=60.97NmMC1=MC2 =19.47Nm MC1=MC2 =64.0Nm T=59.0Nm a=0.6 MeC2=73.14Nm 2-11 [c-1]=60Mpa贝U: (Te=MeC2/W=MeC2/(0.1•D『) =73.14X1000/(0.1X443)=8.59Nm<[c-1] ②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: MD(aT)20.65935.4Nm ce=MD/W=MD/(0.1•D13) =35.4X1000/(0.1X30)=13.11Nm<[c-1] 所以确疋的尺寸是安全的。 受力图如下: =60Mpa MD=35.4Nm 输出轴的设计计算 (1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图) 1 1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖 7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器 (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PH=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 [P『411 d>C31153•43.28mm 飞ni\77.22 (3)确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接, 则轴应该增加5%取①45mm根据计算转矩TC=KA^TI=1.3X518.34=673.84Nm查标准GB/T5014—2003,选用LXZ2型弹性柱销联轴器,半联轴器长度为I仁84mm轴段长L仁82mm 2右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取 ①52mm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左端面的距离为30mm故取 该段长为L2=74mm ③右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,则轴承有径向力,而轴向力为零,选用6211型轴承,其尺寸为dXDXB=55X1
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- 一级 圆柱齿轮 减速器 设计
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