一级齿轮减速器.docx
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一级齿轮减速器
设计任务书
一、传动装置总体设计
二、V带设计
三、齿轮的设计计算
四、轴的设计
五、其它设计
参考文献
机械设计基础课程设计任务书
1.设计题目带式传动装置设计
2.设计任务
设计一带式运输机传动装置,(原动机-带传动-单级齿轮传动-滚筒)
3.原始数据
1)运输带的工作拉力:
F=3.0KN
2)运输带的工作速度:
v=0.7m/s
3)滚筒直径:
D=300mm
4)8年单班制工作单向传动,载荷轻微震动,运送煤盐砂等松散物品
4.设计要求
1)减速器装配图一张(A1图纸)
2)零件工作图一张(A3图纸))
3)设计说明书一份(A4纸张)。
结果
计算与说明
一传动方案的确定
1传动装置总体设计
传动方案简图如下:
高速级为V带传动,低速级用一级齿轮传动,
电机输出的动力和运动通过二级减速传给运输带,该传动方案传递效率较高,结构简单,通用性好,承载能力强,V带具有过载保护能力。
由于该工作机有轻微振动,运送煤盐等松散等易产生灰尘的物质,采用该传动方案高速级的V带有缓冲吸振能力,能减小振动对工作机及减速器带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,能使价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
低速级采用一级圆柱齿轮减速器,这是一级减速器中应用最广泛的一种,能使传递效率高,润滑良好,定比传动、尺寸紧凑,工作可靠。
原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
2.电动机选择
由工作条件场合,采用Y系列三相交流异步电动机,
计算工作机所需功率:
Fv
1000
其中=0.96为滚筒工作效率。
w
FV30000.72.187KW
1000w10000.96
工作机所需转速
0.760
3^344.59R/min
式2-4)
选择电动机为Y132W8型(见课设表19-1)
技术数据:
额定功率:
3.0(Kw)额定转速:
710(人和)
3.传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
1、总传动比:
ia(见课设式2-6)
8.232.653.11
ia
初定,2.65
i23.11
3、各轴运动和动力参数
高速轴:
P2Fd2.20.962.134kW;
n21430/2.65539.6r/min;
p2134
T29550」955037.77Ngm;
n2539.6
低速轴:
P33F22.11kW;
n3n2/i173.7r/min;
p211
T39550」9550116.15Ngm;
n3173.7
二V带传动设计
外传动为V带传动,选为A型普通V带。
1、确定计算功率:
Pca
da1
118mm
da1H100mm(电机中心高符合要求)
(2)、验算带速由式5-7(机设)
Vi
nidai
601000
1430118
601000
8.83ms
(3)、从动带轮直径da2
da2ida12-65118312-7mm查表5-4(机设)取da2315mm
(4)、传动比i
da2315
i⑴2.67
da1118
(5)、从动轮转速
n11430
n2i2.67
1
535.68Rmin
4.确定中心距a和带长Ld
(1)、按式(5-23机设)初选中心距
0.7da1da2a。
2da1da2
303a°866取a°600mm
(2)、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0
2
L02a02(dd1dd2)(dd1叱2)
4a°(315118)2
(2600(118315))mm
24600
1895mm
查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=1800mm
⑶、按式(5-25机设)计算中心距:
a
aa0(600^-^)mm552mm
⑷、按式(5-26机设)确定中心距调整范围
a0.015Ld(6000.0151800)mm525mm
5.验算小带轮包角a1
由式(5-11机设)
1180dd2dd157.5159.7120
a
6.确定V带根数Z
(1)、由表查得p01.92Kw
(2)、由表(5-10机设)查得△P0=0.17Kw
(3)、由表查得(5-12机设)查得包角系数k0.96
(4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.18
(5)、计算V带根数乙由式(5-28机设)
取Z=2根
7.计算单根V带初拉力F0,由式(5-29)机设。
匚0500理(空1)qv2116.46NF0vzkav
由表8-4机设查得q=0.06
8.计算对轴的压力FQ由式(5-30机设)得
Fq
2zF0siq
529.3N
大带轮基准直径dd2=315mm采用孔板式结构。
三、齿轮传动的设计
1.齿轮的材料,精度和齿数选择:
大小齿轮采用45号钢,锻选项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿
轮调质。
齿轮精度用7级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,小齿轮硬度270HBC
大齿轮硬度240HBC
取齿宽系数d0.9
初取乙=28
i2=i/i1=8.23/2.67=3.08
则Z2=Zixi2=28X3.08=86.34
取z2=87
2.设计计算。
按齿面接触疲劳强度计算,再按齿根弯曲疲劳强度设计。
按齿面接触疲劳强度设计,由式(7-9)[机设]
由图(7-6)选取材料的接触疲劳,极限应力为
6HILim=5806HILin=560
由[2]图7-7选取材料弯曲疲劳极限应力
应力循环次数N由式(7-3)计算
N1=60nat=60x539.6x(8x300x8)=2.31x109
N2=N1/u=4.17X109/2.73=3.19X109
由[2]图7-8查得接触疲劳寿命系数;ZNi=1.1Zn2=1.04
由[2]图7-9查得弯曲疲劳寿命系数;Yn1=1Yn2=1
由[2]图7-2查得接触疲劳安全系数:
Smin=1.3又Yst=2.0试选
Kt=1.2
由[2]式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力
S^ZN1^Pa
H2迪ZN2571MPa
Hmin
将有关值代入式(7-9)得
d1t3
(ZuZeZ—^KtE—145.99mm
H2dU
则V1=(nd1tn1/60X1000)=1.28m/s
查[2]图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得Ka=1.24.由表7-4查得
Kb=1.08.取Ka=1.05.贝卩如KKvKbKa=1.46,修正
M=d1/Z1=1.996mm
由表7-6取标准模数:
mn二2mm
2.按齿根弯曲疲劳强度设计
计算公式:
2戸XaYsa、
m3WTY")
由[2]图7-18查得,Yfs1=1.58,Yfs2=1.76取Y=0.7
计算弯曲疲劳许用应力
查取齿形系数Yfb2.65,Ysa2.227
计算载花系数KKAKFKFag2.335
计算大小齿轮的晋并加以比较
丫Fa1Ysa1
[F】1
0.0138
YFaYsa
[f]
0.0157
显然大齿轮的值大些
2kT;YFaYsa
计算得m彳一2(十)1.996
vdZ1[f]
对比计算结果:
齿面接触疲劳强度的模数大于齿根弯曲疲劳强度的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.996并就近圆整为2,并接触强度算得的分度圆直径决定小齿轮齿数,
Z1=d1/m=55.9/2=27.94,取乙=28
则乙二ZXi=86.4取乙=87
3.几何尺寸计算
分度圆直径4^m56
d2z2m174
两齿轮中心距a(did2)/2115
四、轴的设计
1、高速轴的设计1).已知输入轴上的功率P、转速n和转矩T
T37.75Ngm;
甩1358.8N;
FrC494.26Ngm;
a)确定轴的最小直径
取dmin25mm;
3)结构设计
1)拟定轴上零件的装配方
采用图示的装配方案
4)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,1-2段右端需制出一
肩,故取2-3段的直径d2-3=28mm,左端用轴端档圈定位,按轴端直
径取档圈直径D=37mm小带轮与轴配合为L=50mm
(2)初选滚动轴承
选用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d3-4=30mm由轴
承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承
7205E,尺寸为d*D*T=30mm*62mm*16.25mmd3—4-IV=d6—7=30mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册查得7205E型轴承
的定位轴肩高度h=3mm因此,取套筒外径36mm
(3)取安装齿轮处的轴段V-V的直径dV-V=34mm齿轮的左
端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的宽度为55mm
为了使套
筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l5-6=54mm
齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=4mm轴环宽度
B=1.4h,取L5-6=6mm
(4)轴承盖的总宽度为24mm根据轴承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的距离
l=17mm故取16-皿=36mm
(5)取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm
3)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d4-5由手
册查得平键截面b*h=10mm*8mm(GB/T1095-1079键槽用键槽铣刀加工,长
为50mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮
毂与轴的配合为H7/n6;同样,小带轮与轴的联接,选用平键为
8mm*7mm*40m半联轴器与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向
定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径2mm
5.求轴上的载荷
对于3030型轴承,由手册查得a=17.5mm。
因此,作为简支梁的
轴的支承跨距LL=124.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图
和23扭矩图
Fl
Fnhl
Fihl
1
1
Fbt!
Nt
Fiivl
在水平面上
FriH=Frl3931N
l2l3
Fr2H=FjFR1H=583N
在垂直面上
FR1V=Ft?
13547N
l2l3
Fr2V=Ft-FR1V=787N
在水平面上,a-a剖面左侧
MAh二FR1HI3=102Nm
a-a剖面右侧
M'Ah=FR2HI2=126N・m
在垂直面上
MAv=M'AV=FR1Vl2=469N-m
合成弯矩,a-a剖面左侧
'22~
MaMahMAV65Nm
a-a剖面右侧
MaM;hM-69Nm
转矩TFtd/2=53.1N•m
6.判断危险截面
显然,如图所示,a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T,该截面左侧可能是危险截面。
且a-a截面处应力集中更严重,故a-a截面左侧和a-a截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。
7.
轴的弯扭合成强度校核
(1)a-a剖面左侧
(2)
W0.1d3=6.4m3
WT=0.2d3=12800mm3
0.81,0.76;轴经磨削加工,由附表10-5查得质量系数「0.则
弯曲应力
MbW
9.98MPa
应力幅
ab
9.98MPa
平均应力
m0
切应力
T
TWt
5.5MPa
2.75MPa
安全系数
136.7
K
am
19.78
2217,24
SS
查表10-6得许用安全系数S=1.3〜1.5,显然S>S,故a-a剖面安
全.
低速轴设计
⑴确定各轴段直径
①计算最小轴段直径
因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式14-2得:
4C?
*弓27.13mm考虑到该轴段上有联接联轴器,先选取联轴
器,根据传递的转矩,选用因此取YL6联轴器,其孔径为35mm长为110mm取d135mm,长为L=118mm查手册9页表1-16圆整成标准值,
轴的结构设计如下图:
(1)为满足轴向装配要求,1段右需要制出一轴肩,故取
d23d4540mm,
(3)初选滚动轴承
第三段与轴承配合,因此这里需初选轴承,初选7208E轴承,尺寸为d*D*T=40mm*80mm*18.25mm;由轴承内径d40mm,取轴径d45d8940mm,
所以取L8-9=20mm
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册查得7208E型轴承
的定位轴肩高度h=4mm因此,取d&7=48mm
(4)取齿轮孔径为45mm则d5645mm,由于齿轮宽度为52mm,为保证轴向定位5-6段长度为齿轮宽度15-6=50mm齿轮轴向定位为一轴肩,6—7段,取h=3mm则d6756mm,取l566mm。
(5)轴承盖的总宽度为26.5mm。
根据轴承盖的装拆及便于对轴
承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与联轴器左端面的距离18.5mm,故l2-4=43mm在3—4段加一退刀槽,宽度为2mm直径为37mm
(6)取齿轮距箱体内壁的距离a=11.5mm则l6817mm
3)轴上零件的周向定位
联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按d1由手册查得平键
截面b*h=10mm*8mm(GB/T1095-1079键槽用键槽铣刀加工,长
为110mm大齿轮处用键b*h=14mm*9mm(GB/T1095-1079)同时为了
保证齿轮与轴配合有良好的对中性,因齿轮宽度为52mm取键长为
40mm.毂与轴的配合为H7/r6;
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为2*45,各轴肩处的圆角半径2mm
(4).校核该轴和轴承:
Li=97.5L2=204.5L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。
作用在齿轮上的圆周力:
求垂直面的支反力:
F2VFrF1V628N
计算垂直弯矩:
1
Ft
口
Fnhl
〜Uh
Fab2
加1
Mav
F2J2
137N.m
Mav
F1vl1
189N.m
求水平面的支承力
F2HFtF1H998N
计算、绘制水平面弯矩图。
MaHF1Hl1254N.m
MaHF2Hl2221N.m
求F在支点产生的反力
F2FFifF892N
求F力产生的弯矩图。
M2FFl331.5N.m
MmFF1Fl193.58N.m
F在a处产生的弯矩:
MmFF1Fl1167N.m
求合成弯矩图。
考虑最不利的情况,把MmF与:
M;vM;h直接相加。
MamMmF\MavMaH137N.m
求危险截面当量弯矩。
从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为:
(取折合系数0.6)
Me.M2m(T3)278.4N
计算危险截面处轴的直径。
因为材料选择45#调质,查课本225页表14-1得B650MPa,查课本231页
考虑到键槽的影响,取
因为d550mmd,所以该轴是安全的。
(5).轴承寿命校核。
60nPfp
轴承寿命可由式Lh1^(-Cfk)h进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作
用,所以PFr,查课本259页表16-9,10取ft1,fp1.2,取3
按最不利考虑,则有:
PFrF12F1HF1f8745N
该轴承寿命为36年,所以轴上的轴承是适合要求的。
(6)弯矩及轴的受力分析图如下:
(7)键的设计与校核:
因为di=40装联轴器查课本153页表10-9选键为bh:
87查课本155页表10-10
得b100:
120
因为大齿轮初选键长为50,校核d!
85Mpab所以所选键
为:
bhl:
141050
五、其它设计
1.齿轮的润滑
因齿轮的圆周速度<12m/s,所以才用浸油润滑的润滑方式。
高速齿轮浸入油里约0.8个齿高,但不小于10mm低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mr)1/6齿轮。
2.滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度V>1.5〜2m/s所以采用飞溅润滑,
第六部分主要尺寸及数据
箱体尺寸:
由[机械设计课程设计手册p173]查得
箱座壁厚:
0.025a238mm,而0.02514036.5mm8mm,
所以,取8mm。
箱盖壁厚:
10.025a238mm,所以,取18mm。
箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度:
bb]1.5112mm;b22.520mm
箱座、箱盖的肋厚:
mg0.8516.8mm
轴承旁凸台的半径:
R1C2
轴承盖外径:
D2D(5~5.5)d3(其中,D为轴承外径,ds为轴承盖螺钉的直径)。
中心高:
H大齿轮顶圆半径(30~50)mm20mm107.54020167.5mm
取:
168mm;
地脚螺钉的直径:
df16mm(因为:
a1a2252.76mm);数目:
6。
轴承旁联接螺栓的直径:
d10.75df12mm;
箱盖、箱座联接螺栓的直径:
d20.5df8mm,间距I160mm
轴承盖螺钉的直径:
ds0.5df8mm,数目:
4;
窥视孔盖板螺钉的直径:
d58mm。
df,d1,d2至箱外壁的距离:
Gf25mm;518mm;w16mm
df,d2至凸缘边缘的距离:
C2f23mm;C2116mm;C2214mm。
外箱壁到轴承座端面的距离:
l1c11c21640mm。
齿轮顶圆与内箱壁距离:
11.29.6mm,取:
112.5mm。
参考文献:
[1]《机械设计》(濮良贵主编,高等教育出版社)
[2]《机械设计课程设计手册》陆玉何在洲佟延伟主编
第3版机械工业出版社
[3]《机械设计师实用设计手册》(周开勤、杨蓉秦杨景惠主编)
天津科学技术出版社
1)、由]3]表5-9查得工作情况系数KA123.1
2)、由式5-23[机械设计(以下简称机设)]
故PcakAP1.12.22.42kw
2、选择V带型号
查图5-12a(机设)选普通A型V带。
3、确定带轮直径da1da2
(1)、参考图5-12a(机设)及表5-3(机设)选取小带轮直径
9.确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=118mn采用实心式结构
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