展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx
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展开式二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书
机械设计课程设计
题目题号:
展开式二级圆柱齿轮减速器
学院:
装备制造学院
专业班级:
金材1101
学生姓名:
张建收
学号:
指导教师:
成绩:
年月日
一数据
800
运输带工作速度V(m/s)
1.4
卷筒直径(mm)
400
二.设计要求
(1)选择电动机型号;
(2)确定带传动的主要参数及尺寸;
(3)设计减速器;
(4)选择联轴器。
三.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.传动装置的运动和动力参数计算
5.设计V带和带轮
1.传动装置总体设计方案
1)传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。
2)齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3)电动机转速较高,传动功率大,将带轮设置在高速级。
传动装置简图:
2.电动机的选择
电动机所需工作功率为:
Pw=Tw*nw/9550=Tw*60*1000V/(πd*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6kw
执行机构的曲柄转速为:
nw=60×1000v/πd=66.9r/min
效率范围:
η1:
带传动:
V带0.95
η2:
圆柱齿轮0.997级
η3:
滚动轴承0.98
η4:
联轴器浮动联轴器0.97~0.99,取0.99
ηw滚筒:
0.99
η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw
=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99
=0.839
Pd=Pw/η=5.6/0.839=6.67Kw
又因为额定转速Ped≥Pd=6.67Kw
取Ped=7.5kw
常用传动比:
V带:
i1=2~4
圆柱齿轮:
i2=3~5
圆锥齿轮:
i3=2~3
i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100取i=18~40
N=Nw×i=(18~40)×57.83=1041~2313.2r/min
取N=1500r/min
选Y132M-4电动机Nm=1440r/min
型号
额定功率Ped
满载转速nm
启动转矩
最大转矩
中心高H
Y132M-4
7.5KW
1440r/min
2.2.
2.2
132mm
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2
i0为带传动传动比;i1为高速齿轮传动比;i2为低速级齿轮传动比;
总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27
取V带传动比i0=3
减速箱的传动比i减=i/i0=i1×i2=7.09
按浸油深度要求推荐高速级传动比:
一般i1=(1.1~1.2)i2,取i1=1.1*i2。
i1*i2=1.1*i2
i2=2.5,i1=1.1*i2=2.75
4.计算传动装置的运动和动力参数
1)各轴转速(r/min)
n0=nm=1440r/min
nⅠ=nm/i0=480min
nⅡ=nⅠ/i1=174.55r/min
nⅢ=nⅡ/i2=69.82r/min
2)各轴输入功率(kW)
P0=Pd=6.67kW
PⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34kW
PⅡ=PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kW
PⅢ=PⅡ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85kW
PⅣ=PⅢ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68kW
η1=ηv=0.95,η2=η齿=0.99,η3=η滚=0.98,η4=η联=0.99;
注意:
滚筒轴负载功率是指其输出功率,即:
Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW
3)各轴输入扭矩(N.m)
T0=9550×Pd/nm=44.24N.m
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14N.m
TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=329.91N.m
TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=800.16N.m
TⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91N.m
运动和动力参数结果如下表
编号
理论转速(r/min)
输入功率(kw)
输入转矩(N·mm)
传动比
效率
电机轴
1440
6.67
44.24
3
0.95
高速轴
480
6.34
126.14
2.75
0.97
中间轴
174.55
6.03
329.91
2.5
0.97
低速轴Ⅲ
69.82
5.85
800.16
滚筒轴
57.83
5.62
848.04
\
0.99
5.设计V带和带轮
电动机功率P=6.67KW,转速n=1440r/min传动比i0=3
1.确定计算功率Pca
由《机械设计》课本表8-7查工作情况系数KA=1.1
Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW
2.选择V带的带型
根据Pca,Nm查图8-11,选A带
确定带轮的基准直径dd和验算带速V
1)初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=160mm
2)验算带速v,按式(8-13)验算带的速度
V=π×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06m/s
又5m/s 3.计算大带轮的基准直径。 根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i0*98%*dd1=3*160*98%=470.4mm 根据表8-8圆整为200mm此时带传动实际传动比i0’=dd2/dd1=3.125 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7(dd2+dd1) a0 2(dd2+dd1) 460mm a0 1320mm 取a0=500mm 2)由式(8-22)计算带所需的基准长度: Ld0=2a0+π/2(dd2+dd1)+(dd2+dd1)×(dd2+dd1)/4a0 =2×500+3.14×660/2+340×340/(4*500) =2094mm 查表8-2,选Ld=2000mm,带的修正系数KL=1.03 3)按式(8-23)计算实际中心距a a=a0+(Ld-Ld0)/2 =500+(2094-2000)/2 =547mm amin=a-0.015Ld=517mm amax=a+0.03Ld=560mm 所以中心距变化范围517~560mm 5.验算小带轮上的包角α1 α1=180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(500-160)×57.3°/538 =144° 90° 满足要求 7计算带的根数 1)计算单根V带的额定功率Pr N1=1440r/min,dd1=160mm 查表8-4a得,P0=2.73KW 查表8-4b得,△P0=0.17KW 查表8-5得,Ka=1.03 查表8-2得,KL=0.961于是 Pr=(P0+△P0)*Kα*KL=(2.73+0.17)*0.91*1.03=2.69KW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73 取Z=3 6.齿轮设计 (一)高速级齿轮传动的设计计算 输入功率PⅠ=6,34KW,小齿轮转速nⅠ=480r/min齿数比u=3.04,工作寿命10年(每年工作300天),一班制 1.选定高速级齿轮的类型,精度等级,材料 (1)选用直齿圆柱齿轮; (2)由于工作平稳,速度不高,选用7级精度; (3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45(调质),硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBS; (4)选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73; 5)选取螺旋角。 初选螺旋角β=15° 2.按齿面接触强度设计 由计算公式(10-21)进行计算,即 d1t≥ 1)确定公式内的各计算数值: (1)试选Kt=1.6 (2)由图10-30,选取区域系数ZH=2.425 (3)由图10-26,查的εa1=0.765εa2=0.87 εa=εa1+εa2=1.65 (4)计算小齿轮传递的转矩 T1=126000N.mm (5)由表10-7选取齿宽系数φd=1 (6)由表10-6,查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2 (7)由图10-21d,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=570Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa (8)计算应力循环次数 N1=60njLh=60×480×1×(1×10×300×8)=6.912×108 N2=N1/u=2.5×108 (9)由图10-19,查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.92 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12),得 [бH]1=бHlim1KHN1/S=600×0.95=570Mpa [бH]2=бHlim2KHN2/S=350×0.92=322Mpa [бH]=([бH]1+[бH]2)/2=(570+350)/2=460Mpa 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得 d1t≥ =69.10mm (2)计算圆周速度 V=πd1tn1/60000=π×69.10×480/60/1000=1.74m/s (3)计算齿宽b及模数mnt B=φdd1t=1×69.10=69.10mm mnt=d1tcosβ/Z1=(69.10×cos15°)/24=2.78mm h=2.25mnt=6.25mmb/h=11.05 (4)计算纵向重合度εβ εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15 =2.045 (5)计算载荷系数K KA=1,根据V=1.74m/s,7级精度,由图10-8,查的动载荷系数Kv=1.08; 由表10-4,查的KHβ=1.420; 由图10-13,查得KFβ=1.35; 由表10-3,查得KHα=KFα=1.2 K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d=d1t =69.1× =72.39mm (7)mn=d1cosβ/Z1=2.78mm 3.按齿面接触强度设计 由式10-17,得 mn 1)确定计算参数 (1)计算载荷系数 K=KαKvKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.35=1.75 (2)根据纵向重合度 =2.045,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875 (3)计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=24/cos315°=26.63 Zv2=Z2/cos3β=73/cos315°=75.26 (4)查表10-5取齿形系数,应力校正系数 YFa1=2.60Ysa1=1.595YFa2=2.14Ysa2=1.83 (5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa; 由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa; (6)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.90 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [бF]1=KFN1бFE1/S=0.88×500/1.4=314.29Mpa [бF]2=KFN2бFE2/S=0.90×380/1.4=244.3Mpa (9)计算YFaYsa1/[бF]并加以比较 YFa2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132 YFa2Ysa2/[бF]2=0.01601 大齿轮的数值大 2)设计计算 mn =2.35mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2.5mm,已可以满足弯曲疲劳强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.1mm来计算应有的齿数,于是由 Z1=d1cosβ/mn=69.1×cos15°/2.5=26.70 取Z1=27 Z2=uZ1=27×3.04=82.08取Z2=82 此时u=Z2/Z1=82/27=3.04在误差范围内 4.几何尺寸计算 1)计算中心距 a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(27+82)×2.5/2/cos15°=141.06mm 圆整为141mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos[(27+82)×2.5/2/141]=14.91 3)d1=Z1mn/cosβ=27×2.5/cos14.91o=69.85mm d2=Z2mn/cosβ=82×2.5/cos14.91o=212.14mm 4)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×69.85=69.85mm 圆整后取B2=70mm,B1=75mm (二)低速级齿轮传动的设计计算 输入功率PⅡ=6.03KW,小齿轮转速nⅡ=174.55r/min齿数比u=2.34,工作寿命10年(每年工作300天),一班制 1选定低速级齿轮的类型,精度等级,材料 (1)选用直齿圆柱齿轮; (2)由于工作平稳,速度不高,选用7级精度; (3)材料选择: 由表10-1选择小齿轮材料为45(调质),硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢(正火)硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBS; (4)选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16 取Z2=56; 5)选取螺旋角。 初选螺旋角β=15° 3.按齿面接触强度设计 由计算公式(10-21)进行计算,即 d1t≥ 2)确定公式内的各计算数值: (4)试选Kt=1.6 (5)由图10-30,选取区域系数ZH=2.425 (6)由图10-26,查的εa1=0.79εa2=0.86 εa=εa1+εa2=1.65 (4)计算小齿轮传递的转矩 T1=329914N.mm (5)由表10-7选取齿宽系数φd=1 (6)由表10-6,查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2 (7)由图10-21d,按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限бHlim1=600Mpa,由图10-21c,按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限бHlim2=350Mpa (8)计算应力循环次数 N1=60njLh=60×174.55×1×(1×10×300×8)=0.25×109 N2=N1/u=0.11×108 (9)由图10-19,查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.98 (10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12),得 [бH]1=бHlim1KHN1/S=600×0.95=570Mpa [бH]2=бHlim2KHN2/S=350×0.98=343Mpa [бH]=([бH]1+[бH]2)/2=(570+343)/2=456.5Mpa 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t,由公式得 d1t≥ =97.61mm (2)计算圆周速度 V=πd1tn1/60000=π×97.61×174.55/60/1000=0.89m/s (3)计算齿宽b及模数mnt B=φdd1t=1×97.61=97.61mm mnt=d1tcosβ/Z1=(97.61×cos15°)/24=3.93mm h=2.25mnt=8.84mmb/h=11.04 (4)计算纵向重合度εβ εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15 =2.045 (5)计算载荷系数K KA=1,根据V=0.89m/s,7级精度,由图10-8,查的动载荷系数Kv=1.04; 由表10-4,查的KHβ=1.429; 由图10-13,查得KFβ=1.425; 由表10-3,查得KHα=KFα=1.2 K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得 d=d1t =97.61× =101.29mm (7)mn=d1cosβ/Z1=3.93mm 3.按齿面接触强度设计 由式10-17,得 mn 3)确定计算参数 (2)计算载荷系数 K=Kα*Kv*KFα*KFβ=1×1.04×1.2×1.425=1.7784 (2)根据纵向重合度 =2.556,由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875 (3)计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=24/cos315°=26.67 Zv2=Z2/cos3β=56/cos315°=62.22 (4)查表10-5取齿形系数,应力校正系数 YFa1=2.65Ysa1=1.58YFa2=2.28Ysa2=1.73 (5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE1=500Mpa; 由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限бFE2=380Mpa; (6)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95KFN2=0.96 (7)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 [бF]1=KFN1бFE1/S=0.95×500/1.4=339.3Mpa [бF]2=KFN2бFE2/S=0.96×380/1.4=260.57Mpa (9)计算YFaYsa1/[бF]并加以比较 YFa2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58/339.3=0.01234 YFa2Ysa2/[бF]2=0.015038 大齿轮的数值大 4)设计计算 mn =2.37mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数,mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数,取mn=2.5mm,已可以满足弯曲疲劳强度,但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=101.29mm来计算应有的齿数,于是由 Z1=d1cosβ/mn=101.29×cos15°/2.5=39.1 取Z1=40 Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95 此时u=Z2/Z1=95/40=2.375在误差范围内 4.几何尺寸计算 2)计算中心距 a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(95+40)×2.5/2/cos15°=174.87mm 圆整为175mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角β β=arccos(Z1+Z2)mn/2a=arccos[(40+95)×2.5/2/175]=15.36° 3)d1=Z1mn/cosβ=40×2.5/cos15.36o=103.7mm d2=Z2mn/cosβ=95×2.5/cos15.36o=246.29mm 4)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×103.7=103.7mm 圆整后取B2=100mm,B1=105mm 7.轴的设计计算 高速轴: 1)求输出轴上的功率P=6.34kw,转速n=480r/min,转矩T=126.14N.m 2)作用在齿轮上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d=72.39mmFt= 3485.01N 1315.46 Fa=Ft*tanβ=1268.44N 3)初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。 根据课本表15—3,取 =25.96mm 又轴上有单个键槽,轴径增加百分之5,取d=35mm,电动机轴的直径为38mm,整体具有一定的协调性。 4)轴的结构设计 (1)端盖端面距离带轮端面30mm; (2)初步选取轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承,0组游隙,7208AC型。 (3)取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。 考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=25mm; (4)又齿轮为油润滑,轴承为脂润滑,添加挡油环,挡油环和轴肩长为24mm; (5)齿轮的宽度为B=85mm,且为齿轮轴; (6)轴承内壁内轴的总长为 L=(84+70+24+200+17)=395mm; (7)为方便轴承的安装,轴承两端做成阶梯。 中间轴: 1)求输出轴上的功率P=6.03kw,转速n=174.55r/min,转矩T=329.91N.m 2)作用在齿轮上的力 中速级小齿轮: 分度圆直径为101.29mm Ft= 6514.1N Fr=2458.79 Fa=Fttanβ=1789.25N 中速级大齿轮: 因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合,所以他们之间的力的大小相等,即 Ft= 3504.0N Fr=1322.9N Fa=Ft*tanβ=965.82N 3)初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。 根据参考文献2,表15—3,取A0=110 =35.81mm 又轴上有1个键槽,轴径增加百分之五,取d=50mm 4)轴的结构设计 (1)初步选取轴承 轴承用7210AC型; (2)又轴承为油润滑,添加挡油环; (3)总长L=262mm (4)为使套筒能够压紧齿轮,轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60mm; (5)齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm,取d=58mm。 低速轴 1)求输出轴上的功率P=5.85kw,转速n=69.82r/min,转矩T=800.16N.m 2)作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=246.29mm Ft= 6498.0N Fr=2452.89 Fa=Fttanβ=1785.1N 3)初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。 根据课本表15—3,取 =48.18mm 因为轴上有两个键槽,轴颈增加10%-15% 所以dmin=(10%+1)*48.18=53.0mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号: 齿式联轴器。 4)轴的结构设计 (1)为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm. (2)选择滚动轴承。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承,7213AC型。 (3)采用轴套进行轴向定位。 (4)取安装齿轮处的轴段d=67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。 为了使轴套端
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