二级减速器设计说明书文档格式.docx
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并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器,这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。
原动机部分为丫系列二相交流异步电动机。
总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率咼。
电动机的选择
电动机的选择
1)选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用丫系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,额定电压380乂
2)选择电动机的容量工作机的有效功率为
从电动机到工作机传送带间的总效率为
由《机械设计课程设计手册》表1—7可知:
1:
V带传动效率0.962:
滚动轴承效率0.99(球轴
承)
3:
齿轮传动效率0.97(8级精度一般齿轮传动)
4:
联轴器传动效率0.99(弹性联轴器)
5:
卷筒传动效率0.96
\:
1
所以电动机所需工作功率为
3)确定电动机转速
按表13—2推荐的传动比合理范围,单级圆柱齿轮减速器传动比i'
6~20
而工作机卷筒轴的转速为
电动机
型号
额定功率
/kw
满载转
速
/(r/min
)
Y100L2-4
3
1430
2.2
2.3
所
以电动机转
速的
可选
范围为
nd
i'
nw
(525.48〜1751.6)r/min
付合这范围的冋步转速有、
、10007min和1500
两种<
。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价
格等因素,为使传动装置结构紧凑,
决定选用同步转
速为1500「/mi
n的电动机。
根据电动机类型、
容量和转速,由《机械设计
课程设计手册》表12—1选定电动机型号为
计
计算传动装置的总传动比i
并分配传动比
\1p—1
算
~~-.y—
传
(1).总传动比i为i
nm
nw
动
(2).分配传动比i
ii
装
置
考虑润滑条件等因素,
初定
的
总
-—■
1).各轴的转速
fI\1
I
轴nnm1430
r/min
比
i
11
轴n
—357.5r/mini
并
III轴n
—87.2「/min
分
配
卷筒轴
nwn
87.2r/min
2).各轴的输入功率
轴PFd2.81kw
II轴FF122.67kw
III轴PP322.56kw
卷筒轴P卷P422.51kw
3).各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
I轴TTd1.88104Nmm
II轴TT12i7.15104Nmm
III轴TT32i2.82105Nmm卷筒轴T卷T422.76105Nmm
1/
轴名
功率
转矩
转速
传动
,效率
1
I轴
2.81
4
0.95
II轴
2.67
357.5
4.1
p.96
iii
轴
2.56
二一.1
「
87.2
0.98
卷筒
2.51
将上述计算结果汇总与上表,以备查用。
设计
V
带和带轮
电动机输出功率Pd2.81kw,转速
①nm1430r/min,带传动传动比i=4,每天工作16小
时。
1).确定计算功率Pea
由《机械设计》表4.6查得工作情况系数KA1.2,故
Pea©
Pd3.37kw
2).选择V带类型
根据Pea,n1,由《机械设计》图4.11可知,选用A型带
选用A型带
选取:
3).确定带轮的基准直径dd1并验算带速
(1).初选小带轮基准直径ddl
由《机械设计》表4.4,选取小带轮基准直径ddl90mm,
dd1
而_2-H100mm,其中h为电动机机轴高度,满足安
装要求。
(2).验算带速V
因为5m/sv25m/s,故带速合适。
(3).计算大带轮的基准直径
根据《机械设计》表4.4,选取dd2355mm,则传动比
dd2
i23.9
dd1,
从动轮转速匕.366.7r/min
4).确定V带的中心距a和基准长度Ld
(1).由式0.7(dd1dd2)a。
2(dd1dd?
)得
「一
1'
■-、w
312a。
890,取a0750mm
(2).计算带所需的基准长度Ld
由《机械设计》表4.2选取V带基准长度Ld2240mm
11,J
(3).计算实际中心距a
5).验算小带轮上的包角1
6).计算带的根数Z
(1)计算单根V带的额定功率Pr
由dd190mm和口1430r/min,查《机械设计》表4.5
得F01.05kw
根据m1430r/min,i3.9和a型带,查《机械设计》
1.J*'
表4.7得Po0-17kw
查《机械设计》表4.8得K0.95,查表4.2得Kl1.06,
于是
⑵计算v带的根数Z
ZPea3.37274
Fr1.23.取3根。
7).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min
由《机械设计》表4.1得A型带的单位长度质量q0.1kg/m,所以
应使带的实际初拉力F°
(F°
)min。
8).计算压轴力Fp
压轴力的最小值为
9).带轮的结构设计
小带轮采用实心式,大带轮为辐条式,取单根带宽为13mm取
带轮宽为35mm
齿轮的设计
1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋
角B
Jt,_1\\--———J
(1)按简图所示的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)运输机为般工作机器,载荷较平稳,速度不咼,故选用8级精度。
(3)材料选择。
由《机械设计》表6.1大小齿轮都选用45钢调质处理,齿面硬度分别为220HBS,260HBS^者材料硬度差为40HBS
⑷选小齿轮齿数乙24,则大齿轮齿数Z2i乙98
(5)初选螺旋角B=13°
8级精度大小齿轮材料均为
45钢
(调质)
2)初步设计齿轮主要尺寸
(1)设计准则:
先由齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
确定式中各项数值:
因载荷较平稳,初选心=1.5
由《机械设计》表6.5,取d1
Ze1898MPa
由《机械设计》图6.19,查得Zh2.44
一般取Z£
=0.75〜0.88,因齿数较少,所以取z0.8
由式(6-12),
N160n2jLh60357.511630088.24108N
■-'
'
l
N18.24102.01108N
i24.1
由图6。
6查得,心弘1.08,Khn21.15
按齿面硬度查图6.8得Hlim1600MPa,
Hlim2560MPa,
取SHmin;
取[]h
(648644)/2646MPa设计齿轮参数
1ZeZhZZ
d1t
646
32KtT1U1(ZEZHZZ)2du([]h)
由表6.2查得,Ka1.00
由图6.10查得,Kv1.03
由图6.13查得,K1.05
一般斜齿圆柱齿轮传动取,K1~1.4,此处K1.2
贝卩KKaKvKK1.001.031.051.21.30
选取第一系列标准模数mn2mm
3)齿轮主要几何尺寸:
圆整中心距,取a126mm
则arccosmn(Z1arccos2(2498)14.48
2a12126
II
计算分度圆直径和齿宽
4)校核齿根弯曲疲劳强度
(1).确定公式内的各计算数值
由《机械设计》第127页,取Y=0.7,y0.88
由《机械设计》图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度十\!
|—
极限Flim1240MPa;
大齿轮的弯曲强度极限/*■-\\I\J
Flim2220MPa;
由《机械设计》图6.7取弯曲疲劳寿命系数
Kfn10.90,Kfn20.94;
计算弯曲疲劳许用应力;
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数Y=2,有
计算载荷系数K;
查取齿形系数;
由《机械设计》表6.4查得YFa12.60;
YFa22.19
查取应力校正系数;
由《机械设计》表6.4查得Ysai1.595;
Ysa21.80
(2).校核计算
齿根弯曲疲劳强度足够。
由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.71并
就近圆整为标准值m2mm,按接触强度算得的分度圆直径,
算出小齿轮齿数
大齿轮齿数,取Z2103。
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿
面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(5).结构设计及绘制齿轮零件图
首先考虑大齿轮,因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。
绘制大齿轮零件图如下。
其次考虑小齿轮,由于小齿轮齿顶圆直径较小,若米用齿轮结构,不宜与轴进行安装,故采用齿轮轴结构,其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。
滚
(一).轴的设计
I.输出轴上的功率P、转速n和转矩T
承
和
由上可知P2.56kw,n87.2rmin,
5
T2.8210Nmm
n.求作用在齿轮上的力
设
因已知低速大齿轮的分度圆直径
2T
而Ft2737.86N
d2
in.初步确定轴的最小直径
材料为45钢,调质处理。
根据《机械设计》表11.3,取C110,
dmin1.°
5dmin
由于键槽的影响,故
35.63mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径do为了使
所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩TeaKaT,查《机械设计》表10.1,取
Ka1.5,则:
按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用
LX3型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为1250000Nmm。
半联轴器的孔径d38mm,故取半联轴器长度L82mm,半联轴器与轴配合的毂孔
L60mm
IV.轴的结构设计
(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1).为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-U段右端需制出一轴肩,故取U-川段的直径dnm42mm;
左端用轴端挡圈定位。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-U段的长度应比L小2~3mm,现取In58mm
2).初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承。
按照工作要求并根据dnm42mm,查手册
表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承,其尺寸为
dDB45mm75mm16mm,故d皿即町45mm;
而l刑町30mm。
3).取安装齿轮处的轴端W-V的直径dv48mm;
齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的跨度为55mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取lWV53mm。
齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h4mm,则轴环处的直径dv56mm。
轴环宽度b1.4h,取Iv刑10mm。
4).轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
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右端面间的距离I30mm,故
l口皿40mm。
5).取齿轮距箱体内壁的距离a12mm,考虑到箱体的铸造误
差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取
j
s10mm,已知滚动轴承宽度T16mm,大齿轮轮毂长度
“-I'
L55mm,贝U
至此,已初步确定了轴的各段和长度。
(2).轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按dwv由《机械设计课程设计手册》表4-1查得平键截面bh14mm9mm,键槽用键槽铣刀加工,长为45mm,同时为了保证齿轮与轴配合
H7
有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配额为H;
;
同样,半
n6
联轴器与轴的连接,选用平键为12mm8mm50mm,半联轴器
与轴的配合为H7。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保
k6
证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
(3).确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表11.4,取轴端倒角为245。
V.求轴上的载何
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
作为简支梁的轴的支撑跨距L2L344.6mm44.6mm89.2mm。
根据轴的计算
简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
F
弯矩M
总弯矩
M185127Nmm,M262535Nmm
扭矩T
危险截面。
现将计算处的截面C处的Mh、Mv及M的值列如下:
W.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
根据上表数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取一0.6,轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由《机械设计》表
11.2查得[』60MPa
i1
因此ca[1],故安全。
VD.精确校核轴的疲劳强度
(1).判断危险截面
截面A,n,川,b只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直
径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面a,n,川,b均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面W和V处过盈配合引起的应力集中最严重;
从受载的情况来看,截面C上的应
力最大。
截面V的应力集中的影响和截面W的相近,但截面V不
受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。
截面C上最
然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核。
截
面切显然更不必校核。
截面W为危险截面,截面W的左右两侧均需校核。
(2).截面W左侧
抗弯截面系数W0.1d30.14539112.5mm3
抗扭截面系数WT0.2d30.245318225mm3
44626
截面W左侧的弯矩M:
MM_,44.—2635501Nmm
44.6
截面W上的扭矩T:
T282000Nmm
M
截面上的弯曲应力:
b—3.9MPa
W
截面上的扭转切应力:
tT15.47MPa
Wr
弯曲正应力为对称循环弯应力,m0,扭转切应力为脉冲循环
应变力,m15.47/27.74MPa
\Vr*:
J-I|/
ab3.9MPa,am7.74MPa
轴的材料为45钢,调质处理,由《机械设计》表11.2得
B640MPa,1275MPa,1155MPa。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设
计》附表1.6查取。
因■—200.04,D坐1.07,可查得
d45d45
1.92,1.30
又由《机械设计》图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为
q0.82,q0.85
故有效应力集中系数为
由《机械设计》查图2.9,
数0.76
0.75;
由附图3-3
轴按磨削加工,由B640MPa查图2.12,
轴未经表面强化处理,即
q1,则综合系数为
已知碳钢的特性系数
0.1~0.2,取
0.05~0.1,取
于是,计算安全系数
故可知其安全。
0.1
0.05
Sea值,则
抗弯截面系数:
0.1d3
483
11059.2mm3
抗扭截面系数:
Wt
0.2d3
22118.4mm
截面W右侧的弯矩M:
M
M1
26
35501Nmm
(3).截面W右侧
T
截面上的弯曲应力:
截面上的扭转切应力:
282000Nmm
M3.2MPa
TT12.75MPa
弯曲正应力为对称循环弯应力,
m0,扭转切应力为脉冲循环
应变力,
m12.75/26.375MPa
ab3.2MPa,am6.375MPa
kkk
过盈配合处的,由《机械设计》附表1.4,取0.8,用
插值法得
k3.42,k2.74,
的扭转尺寸系
0.92
轴按磨削加工,由b640MPa查图2.12,0.92
故得综合系数为
所以轴在截面W右侧的安全系数为
故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。
毗.绘制轴的工作图,如下:
(二).齿轮轴的设计
I.输出轴上的功率P、转速n和转矩T
由上可知P2.67kw,n357.5r;
min,
T7.1510Nmm
因已知低速小齿轮的分度圆直径
而Ft2774N
di
Fa716.4N
根据《机械设计》表15-3,取C=120,于是
.;
1■-
dminC3i'
-n23.46mm,由于键槽的影响,故ynn
fc_\I\J
dmin1.05dmin24.6mm
输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径din,取
din25mm,根据带轮结构和尺寸,取In35mm。
IV.齿轮轴的结构设计
1).为了满足带轮的轴向定位要求,i-n段右端需制出一轴肩,故取n-n段的直径dn皿30mm;
按照工作要求并根据dnn30mm,查手册
表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承,其尺寸为
dDB35mm62mm14mm,故d皿即d町麵35mm;
而l刑町32mm。
3).由小齿轮尺寸可知,齿轮处的轴端V-W的直径dv刑53.55mm,lv刑60mm。
轴肩高度h0.07d,故取
h3mm,则轴环处的直径d即vd可町42mm。
轴环宽度
b1.4h,取livvl刑町6mm。
4).轴承端盖的总宽度为15mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
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右端面间的距离l30mm,故
ln皿45mm。
s6mm,已知滚动轴承宽度T14mm,,贝U
r7
带轮与轴的周向定位均采用平键连接。
按d】□由《机械设计课程
\V/"
jr.II/
设计手册》表4-1查得平键截面bh8mm7mm,键槽用键
II\\'
--I,
槽铣刀加工,长为28mm。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
参考《机械设计》表11.4,取轴端圆角245。
(三).滚动轴承的校核
轴承的预计寿命L'
h88236546720h
I.计算输出轴承
(1).已知n87.2rmin
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