一级圆柱齿轮减速器 2.docx
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一级圆柱齿轮减速器 2.docx
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一级圆柱齿轮减速器2
设计题目:
带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器。
设计的主要内容:
(1)电动机的选择与运动参数计算;
(2)齿轮传动设计计算
(3)轴的设计
(4)滚动轴承的选择
(5)键和连轴器的选择与校核;
(6)装配图、零件图的绘制
(7)设计计算说明书的编写
(8)选择一主要零件完成数控加工设计
(9)对一主要零件进行三维建模
说明:
(8),(9)为任选题
一、传动方案拟定-------------------------
二、电动机的选择-------------------------
三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比---
四、运动参数及动力参数计算----------------
五、V带传动设计---------------------------
六、齿轮传动设计-------------------------
七、轴的设计-----------------------------
八、滚动轴承的选择及校核计算-------------
九、键的校核计算---------------------
十、联轴器的选择--------------------------
十一、润滑与密封---------------------------
十二、减速器附件的选择及简要说明----------------
十三、箱体主要结构尺寸的计算--------------------
一、传动方案拟定
设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
1总体布局简图
1带传动2电动机3减速机4联轴器5转筒6传送带
2工作情况:
载荷平稳、单向旋转
3原始数据
已知条件
数据
转筒直径D(mm)
250
传送带牵引力F(KN)
1.5
传送带速度V(m/s)
1
使用年限(年)
5
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:
按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机。
2、选择电动机的容量
工作机所需功率Pw=
工作机的效率ηw=0.94—0.96
对带式输送机取ηw=0.94带入上述得:
Pw=
=1500×1/(1000×0.94)
≈1.6KW
3.确定电动机的功率:
电动机输出功率Po=Pw/η
式中η为电动机至滚筒轴的传动装置总效率
(1)传动装置的总效率:
查表2—2,取V带传动效率η为0.96,滚动轴承(两对)η为0.99,齿轮效率η为0.97,联轴器效率η为0.98
由η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.99×0.99×0.97×0.98
=0.90
(2)电机所需的工作功率:
Po=
≈1.77KW
因载荷平稳,电动机额定功率Pm只需略大于Po即可,安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW
(3确定电动机的转速
滚筒轴工作转速为;
nW=60x1000V/(πD)
=60x1000x1/(πx250)
=76.39r/min
安表2-1推荐的各级传动比范围为:
V带传动比范围
i′=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围:
i″=3-5,则总传动比范围i′=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选范围为:
n′=i′·nw
=(6-20)x76.39
=458.34-1527.8r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min三种,为减少电动机的重量和价格,由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速nw=1420r/min
(3)选用电动机
查JB/T96161999选用Y100L1-4三相异步电动机,主要参数如下表1-2:
型号
额定功率KW
转速r/min
堵转扭矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y100L1-4
2.2
1420
2.2
2.2
三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比
1、总传动比:
工作机的转速
n筒=60x1000V/(πD)
=60x1000x1/(πx250)
=76.39r/min
i总=n电动/n筒=1420/76.93=18.6
2、分配各级传动比
i总=i齿×i带为使V带传动的外廓尺寸不致过大,取V带传动的传动比i带=4,则齿轮传动比:
i齿=i总/i带=18.6/4=4.65
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n电=1420r/min)
nⅠ=n电/i带=1420/4=355(r/min)
nⅡ=nⅠ/i齿=355/4.65=76.34(r/min)
n筒=nⅡ=76.34(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P电=Po=1.77KW
PⅠ=Po×η带=1.77×0.96=1.7KW
PⅡ=Po×η轴承×η齿轮=1.7×0.99×0.97
=1.57KW
P筒=PⅠ×η轴承×η联轴器=1.57×0.99×0.98=1.52KW
3、计算各轴转矩
T电=9550Po/n电=9550×1.77/1420=11.9N·m
TI=9550PⅠ/nⅠ=9550×1.7/355=45.73N·m
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×1.57/76.34=196.4N·m
T筒=9550P筒/n筒=9550×1.52/76.34=190.15N·m
将上述数据列表如下:
轴名
参数
电动机
I轴
II轴
滚筒轴
转速n(r/min)
1420
355
76.34
76.34
功率p(kw)
1.77
1.7
1.57
1.52
转矩T(N·m)
11.9
45.73
196.4
190.15
传动比i
4
4.65
1.00
效率η
0.96
0.96
0.98
五、V带传动设计
1、选择普通V带截型
由表15-8得:
kA=1.2P电=2.2KW
PC=KA·P电=1.2×2.2=2.64KW
据PC=2.64KW和n电=1420r/min
由图15-8得:
选用A型V带
2、确定小带轮基准直径
由表15-8,表15-4,表15-6,取dd1=100mm
3、确定大带轮基准直径
dd2=i带=4×100=400mm
4、验算带速
带速V:
V=π·dd1·n1/(60×1000)
=π×100×1420/(60×1000)
=7.43m/s
带速太高,离心力增大,使带与带轮间的磨檫力减小,容易打滑,带速太低,传动功率一定时所需的有效拉力过大,也会打滑。
一般应使普通V带在5—25m/s范围内。
在5—25m/s范围内,带速合适
5、初定中心距a0
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
得350≤a0≤1000
取a0=700mm
6、确定带的基准长Ld
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0
=2×700+3.14(100+400)+(400-100)²/(4×700)
=2217.5mm
根据表15-2选取相近的Ld=2240mm
7、确定实际中心距a
a≈a0+(Ld-L0)/2
=700+(2240-2217.54)/2
=722.64mm
8、验算小带轮包角
α1=180°-57.3°×(dd2-dd1)/a
=180°-57.3°×(400-100)/72.64
=156.2°>120°(适用)
9、确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查表15-7得P0=1.32KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得△P0=0.17KW
查表15-10,得Kα=0.93;查[1]表15-12得KL=0.96
Z≧PC/[(P1+△P1)KαKL]
=5.24/[(1.32+0.17)×0.93×0.96]
=1.98
取Z=2根
10、计算轴上压力
由表15-1查得q=0.11kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500(2.5/Kα-1)+qV²
=500x(2.5/0.93-1)+0.11x5.637.43²
=156.03kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)
=2×2×156.03sin(156.03°/2)
=610.7N
11、计算带轮的宽度B
B=(Z-1)e+2f
=(2-1)×15+2×9
=33mm
六、齿轮传动设计
(1)选择齿轮材料与热处理:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度229-286HBW;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为169-217HBW;
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度
(2)按齿面接触疲劳强度设计
该传动为闭式软齿面,主要失效形式为疲劳点蚀,故按齿面接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
设计公式为:
d1=
①载荷系数K查表13-8K=1.2
②转矩TITI=45730N·mm
③解除疲劳许用应力
[σH]=σHlimZN/SH
按齿面硬度中间值查图13-32σHlim1=600Mpa
σHlim2=550Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算
N1=60×355×1×300×16
=5.11x10
N2=N1/i齿=5.11x10/4.65
=1.1×10
查图13-34中曲线1,得ZN1=1.05ZN2=1.13
按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1·ZN1/SHmin
=600x1.05/1
=630Mpa
[σH]2=σHlim2·ZN2/SHmin
=550x1.13/1
=621.5Mpa
故得:
[σH]=621.5Mpa
④计算小齿轮分度圆直径d1
由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,
取φd=1.08ZH=2.5
由表13-10得ZE=189.8
将上述参数代入下式
d1≥
=
=42.68mm
取d1=50mm
⑤计算圆周速度
V=nIπd1/(60×1000)
=355×3.14×50/(60×1000)
=0.93m/s
V<6m/s故取8级精度合适
(3)确定主要参数
①齿数取Z1=20
Z2=Z1×i齿=20×4.65≈93
②模数m=d1/Z1=50/20=2.5
符合标准模数第一系列
③分度圆直径
d2=Z2m=20×2.5=50mm
d2=Z2m=93×2.5=232.5mm
④中心距
a=(d1+d2)/2
=(50+232.5)/2
=141.25mm
⑤齿宽
b=φdd1=1.08×50=54mm
取b2=60mmb1=b2+5mm=65mm
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
①齿形因数YFs
查图13-30
YFs1=4.26YFs2=3.97
②许用弯曲应力[σF]
[σF]=σFlim·YN/SF
由图13-31按齿面硬度中间值得
σFlim1=240MpaσFlim2=220Mpa
由图13-33得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=1YN2=1
按一般可靠性要求,取弯曲疲劳安全系数SF=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]=σFlim1·YN1/SF=240×1/1=240Mpa
[σF2]=σFl
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