二级减速器课程设计说明书Word格式文档下载.docx
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由《机械设计课程设计》表2-1圆柱齿轮传动的单级传动比为3~6,故圆柱齿轮传动的二级传动比为9~36,所以电动机转速可选范围为
3.4电动机技术数据
符合上述要求的同步转速有750r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以1500和
1000r/min的优先,所以现以这两种方案进行比较。
由《机械设计课程设计》第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1:
表3-1电动机技术数据
万案
电动机型
号
额定功率
kW
电动机转速
r/min
电动机质量
kg
总传动比
同转
满转
高速级
低速级
1
Y100L1-4
2.2
1500
1420
34
24
6
4
2
Y112M-6
940
45
16
4.5
3.5
表3-1中,方案1与方案2相比较,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比,
为使传动装置结构紧凑,兼顾考虑电动机的重量和价格,选择方案2,即所选电动机型号为
4传动装置运动和动力参数计算
4.1传动装置总传动比的计算
4.2传动装置各级传动比分配
减速器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的h(1.1~1.5)i2,计算得两级圆
柱齿轮减速器高速级的传动比h4.5,低速级的传动比i23.5。
4.3传动装置运动和动力参数计算
4.3.1电动机轴运动和动力参数计算
4.3.2高速轴运动和动力参数计算
4.3.3中间轴运动和动力参数计算
4.3.4低速轴运动和动力参数计算
5传动件的设计计算
5.1高速级齿轮传动设计计算
5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级
1)按以上的传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动。
2)运输机为一般工作,速度不高,故选用8级精度(GB10095-88)。
3)材料选择。
考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性,圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢,小齿轮调质处理,大齿轮正火处理。
由《机械设计》书表10-1得齿面硬度HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS二者材料硬度差为46HBS
4)选小齿轮的齿数z123,大齿轮的齿数为z24.523103.5,取z2104
5.1.2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算,即
(5-1)
.l'
2KtT1U1/ZhzE\2dit:
.一(7~)
\dU[h]
(1)确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt1.4
2)由以上计算得小齿轮的转矩T122.13Nm
3)查表及其图选取齿宽系数
d1,材料的弹性影响系数ZE189.8MPa°
,按齿面硬度的小齿
轮的接触疲劳强度极限
Hlim1580MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限
hlim2390MPa。
4)计算应力循环次数
5)按接触疲劳寿命系数
6)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1
(5-2)
由
Nlim
S
HN1
lim1
0.9
580
522MPa
H1
得
HN2
lim
0.95
390
370.5MPa
H2
故:
[h]
[H】1
[
H]2
522
370.5MPa44625MPa
22
7)查图选取区域系数ZH2.46o
8)查图得10.765,20.87,贝U121.635
(2)计算:
1)求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为
d1tcos
37
cos14,小
模数:
mnt
1.56mm
23
齿高:
h
2.25mnt2.25
1.56
3.51mm
b
10.5
3.51
5)计算载荷系数:
根据KA
4)计算纵向重合度:
故载荷系数
1.1.11.41.44912.23
6)按实际载荷系数校正分度圆直径:
5.1.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为
Z1
25.18
3
cos
cos14
Z2
104
113.8
3cos
cos314
Zv1
2)计算当量齿数:
Zv2
弯曲疲劳强度极限
3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1480MPa;
大齿轮的
fE2250MPa;
4)查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn10.9,Kfn20.95;
5)计算弯曲疲劳许用应力.
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
6)计算载荷系数K.
7)查取齿形系数.
查表得YFa1
2.6164;
YFa22.169.
8)查取应力校正系数.
查表得Ysai1.5909;
Ysa21-801
9)计算大、小齿轮的Yf^并加以比较-
F
大齿轮的数值大-
(2)设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm并接近圆整为标准值
mn2mm,按接触强度算得的分度圆直径di43.2mm,算出小齿轮齿数
这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.
5.1.4.几何尺寸计算
(1)计算中心距:
a(Z1Z2)mn(2195)2119.55mm
2cos2cos14
将中心距圆整为120mm.
(2)修正螺旋角:
arccos®
arccos(2195)214.84
2a2120
值改变不多,故参数、K、Zh等不必修正。
(3)分度圆直径:
(4)齿轮宽度:
取B243mmB150mm
5.2低速级齿轮传动设计计算
5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级
1)运输机为一般工作,速度不高,故选用8级精度(GB10095-88)。
2)材料选择。
3)选小齿轮的齿数乙25,大齿轮的齿数为z23.52587.5,取z288
522按齿面接触强度设计由设计公式进行试算,即
1)试选载荷系数Kt1.6
2)由以上计算得小齿轮的转矩T1321.5Nm
390MPao
故:
[h]
7)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1
HN3lim3
551MPa
H3
HN4lim4
0.99
386.1MPa
H4
[H]4[H]3
551严MPa468.55MPa
7)查图选取区域系数ZH2.433o
8)查图得30.78,40.8,贝U341.58
(2)计算:
2.25mnt
.b
93.34
11.45
…h
8.15
2)
圆周速度:
d3tn
3.1493.3459.7门“,
0.29m/s
601000
3)
计算齿宽及模数:
齿宽:
dd3t193.34
93.34mm
d3tcos93.34
cos14小“
3.62mm
25
2.253.628.15mm
5)计算载荷系数:
根据Ka1,v0.29m/s,8级精度,查得动载系数v1.03,心1.467,
Kf1.27,KhKf1.4
1.1.031.41.4672.1
6)按实际载荷系数校正分度圆直径:
7)计算模数:
5.2.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为
1)根据纵向重合度1.98,从图中查得螺旋角影响系数Y0.88
Z3
27.37
Z4
96.33
Zv3
Zv4
fe4250MPa;
4)查图取弯曲疲劳寿命系数Kfn30.95,Kfn40.91;
查表得YFa32.56;
Yf342.19.
8)查取应力校正系数.
查表得Ysa31.6037;
Ysa41.7863
9)计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较.
大齿轮的数值大.
(1)设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.87mm并接近圆整为标准值
mn3mm,按接触强度算得的分度圆直径d3102.2mm,算出小齿轮齿数
d3cos
68.19cos1422,
mn
大齿轮齿数z4223.577.
这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费•
5.2.4几何尺寸计算
(1)计算中心距:
a0Z2)mn(23―77)3153.05mm
2cos2cos14
将中心距圆整为153mm.
(2)修正螺旋角:
arccos(Z1Z2)mnarccos^2277_213.93
2a2153
(3)分度圆直径:
(4)齿轮宽度:
取B468mmB376mm
6轴的设计计算
6.1高速轴的轴系结构设计
6.1.1轴的结构尺寸设计
1.高速轴的功率R2.178kw,转速n1940r/mm,转矩「22.13Nm
根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图6-1所示:
图6-1高速轴
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处理,材料系数A为120。
所以,有该轴的最小轴径为:
dmin阳R12032.17815.88mm
vn1\940
此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1,选择半联轴器的孔径d20mm,半联轴器长度
L52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度38mm。
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:
表6-1高速轴结构尺寸设计
阶梯轴段
设计计算依据和过程
计算结果|
第1段
dn由半联轴器孔径确定
l11略小于联轴器毂孔长度,毂孔长
度L144mm
取l1136mm
第2段
为了满足半联轴器的轴向定位要
求,一段右端应制出一轴肩,故取
2段的直径为d1226mm,取端盖右端到联轴器左端距离为35mm,端盖总宽度为30mm,故11265mm
第3段
根据d1226mm,预选轴承
7206C
dDB30mm62mm16mm,
d13I12由轴承尺寸确定
、
第4段
查得7206C型轴承的定位轴肩高度为h3mm,因此,取
d14d1636mm
第5段
d15齿顶圆直径47.4mm
I15齿宽50mm
第6段
第7段
11771623mm(7mn为套筒宽
度)
6.1.2高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式,预计寿命为3年,即12480小时。
1计算轴承的径向载荷得Fr1258.87N、Fr2125.1N
2计算轴承的轴向载荷得Fd10.68Fr1176N、Fd20.68Fr285N,因此,
FaeFd227085355NFd1
故Fa1355N、Fa285N
3求比值
4初步计算当量动载荷P
取fp为1.2,X0.41,Y0.875求轴承应有的基本额定动载荷值
初选的轴承为7206C,它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN,故符合条件
6.2中间轴的轴系结构设计
轴的结构尺寸设计
根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分六段,如图6-2所示:
图6-2中间轴
由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制
处理,取材料系数A0120。
有该轴的最小轴径为:
d21人3P212032.0931.86mm
0\n2X208.9
因键槽开在中间,其影响不预考虑标准化取d2135mm
其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表
表6-2中间轴结构尺寸设计
计算结果
由轴承尺寸确定
(轴承预选
7207CdDB357217mm)
d22由齿轮孔径决疋,取d2240mm
l22略小于齿轮宽度,取l2248mm
取d2348mm
6.3低速轴的轴系结构设计
6.3.1轴的结构尺寸设计
根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图6-3所示:
图6-3低速轴
考虑到低速轴的载荷较大,材料选用45钢,热处理调质处理,取材料系数Ao120
d3minA03P312032.0138.7mm
\n3\59.7
显然此段轴是安装联轴器的,选择TL7型联轴器,取半联轴器孔径为d40mm,故此段轴径为
d3i40mm,半联轴器长度L112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为Li84mm,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短,故取l182mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表
表6-3低速轴结构尺寸设计
(由联轴器宽度尺寸确定)
为了满足半联轴器的轴向定位要求,一段右端应制出一轴肩,故取2段的直径为d3246mm,l32由
端盖等因素确定,取I3255mm
根据d3246mm,预选轴承7210C
dDB50mm90mm20mm,d33、33由轴承尺
寸确定
134L2(l35136l373133)3(
(L2
162(106649420)465mm
为箱体内壁轴向距离,3为轴承端面至箱体内壁
距离)
取安装齿轮处的轴直径d3655mm,此段的长度略
小于齿轮宽度,取G66mm
6.3.2低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示
图6-4低速轴的受力分析及扭矩图
Mv、M的值列于下表:
载荷
水平面H
崔直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
633减速轴的校核
由手册查材料45钢的强度参数
C截面弯扭合成应力:
(0.6)
由计算结果可见C截面安全。
6.3.4减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式,预计寿命为3年,即12480小时。
1)计算轴承的径向载荷得Fr1793N、Fr2219N
2)计算轴承的轴向载荷得Fd10.68Fr1539N、Fd20.68Fr2148.92N,
故Fa1818.92N、Fa2148.92N
3)求比值
4)初步计算当量动载荷P
取fp为1.2,X0.41,Y0.875)求轴承应有的基本额定动载荷值
初选的轴承为7210C,它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN,故符合条件
7各轴键、键槽的选择及其校核
因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.
7.1高速级键的选择及校核
带轮处键:
按照带轮处的轴径及轴长选键B6X6,键长28,GB/T1096
联结处的材料分别为:
45钢(键)、45钢(轴)
7.2中间级处键选择及校核
按照轮毂处的轴径及轴长选键B12X8GB/T1096
联结处的材料分别均为45钢
此时,键联结合格.
7.3低速级处键的选择及校核
联结处的材料均为:
45钢
其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其[p3]110MPa该键联结合格
7.4联轴器处键的选择及校核
按照联轴器处的轴径及轴长选键12X8,键长70,GB/T1096
联结处的材料分别为:
45钢(联轴器)、45钢(键)、45钢(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其[p4]110MPa该键联结合格.
8联轴器的选择计算
8.1输入轴端的联轴器选择计算
8.1.1类型选择选用弹性套柱销联轴器
8.1.2载荷计算
转矩T22.13Nm,查得KA1.3,故计算转矩为
8.1.3型号选择
TL3型弹性套柱销联轴器的许用转矩为31.5Nm,许用最大转速为6300r/min,轴径为
16~22mm,电动机轴为28mm,故不合用。
TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63Nm,许用最大转速为5700r/min,轴径为20~28mm,故合用。
8.2输出轴的联轴器选择计算
8.2.1类型选择
选用弹性套柱销联轴器
8.2.2载荷计算
转矩T321.5Nm,查得Ka1.3,故计算转矩为
8.2.3型号选择
TL7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500Nm,许用最大转速为3600r/min,轴径为
40~48mm,故合用。
9减速器箱体及其附件的设计
9.1减速器附件的选择
通气器
为使防尘性能好,选通气器(两次过滤),采用M18X1.5
油面指示器
选用游标尺M16
吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.59.2选择适当型号
起盖螺钉型号:
GB70-85M10X40,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:
GB70-85M6X12材料Q235
中间轴轴承盖上的螺钉:
GB70-85M8X20材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB70-85M8X20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径:
GB5782-86M10X100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
(1)箱座壁厚
0.025a10.025153.0514.8258
取=8
(2)箱盖壁厚1=0.02a+1=0.02X153.05+1=4.061
取1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.51=1.5X8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5=1.5X8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5=2.5X8=20
(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036X153.05+12=17.5098(取16)
(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<
250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75X16=13.15(取14)
(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55X16=8.8(取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直径d3=(0.4-0.5)df=0.45X16=7.2(取8)
(12)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8X10=8
(13)凸台高度:
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
(1
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