减速器设计计算说明书.docx
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减速器设计计算说明书
1设计题目3
2传动方案3
3电动机选择3
3.1选择电动机的类型4
3.2选择电动机功率4
3.3确定电动机的转速4
3.4电动机的主要尺寸5
4.轴的工况计算5
4.1传动比的计算及分配5
4.2各轴转速5
4.3各轴功率5
4.4各轴转矩6
5齿轮的设计计算7
5.1高速级齿轮设计计算7
5.2低速级齿轮设计计算9
6轴的设计计算12
6.1轴选择材料12
6.2轴最小直径计算12
6.3各轴各段直径确定13
6.4箱体内各部分合理分布13
6.5各轴完整设计14
6.6轴受力分析并校核15
7轴承的计算20
8键联接的校核20
9联轴器的选择21
10箱体参数确定21
11润滑和密封的选择22
12附件及说明22
13设计小结22
14参考资料23
1设计题目
设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置
原始条件和数据:
输送机两班连续单向运转,载荷平稳,空载启动,室内工作,有粉尘;使用期限10年,大修期3年,在中等规模机械厂小批量生产。
输送带允许速度误差5%。
输送带工作拉力2400N,输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm。
2传动方案
传动方案选择:
两级展开式圆柱齿轮减速器
3电动机选择
选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机
设计内容
计算及说明
结果
3.1选择电动机的类型
3.2选择电动机功率
(1)工作装置所需功率Pw
(2)工作装置的传动装置的总效率η
(3)电动机额定功率Pm
3.3确定电动机转速n
(1)卷筒轴转速nw
(2)电动机转速n
3.4电动机的主要尺寸
选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机
Pw=Fw×vw/(1000ηw)KW
考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取ηw=0.94
Fw=2400Nvw=1.2m/s
Pw=Fw×vw/(1000ηw)
=2400*1.2/(1000*0.94)
=3.06KW
输入输出端均采用弹性联轴器ηc=0.99
所有轴承均采用滚动球轴承ηr=0.995
采用8级精度齿轮传动(稀油润滑)效率ηg=0.97
η=ηr3×ηg2×ηc2
=0.9953×0.972×0.992
=0.9084
P0=Pw/η
=3.06/0.9084=3.37KW
载荷平稳,选择电动机额定功率Pm略大于P0,按《机械设计课程设计》表8-169中Y系列电动机技术数据取Pm=4.0KW
nw=6×10000vw/(πD)
=60000×1.2/(π×300)
=76.394r/min
单级齿轮传动比3-5
两级齿轮传动比i=9-25
n=i×nw
=687.5-1909.8r/min
为了降低成本确定
n=1500r/min
电动机尺寸参考《机械设计课程设计》书表8-186、表8-187确定
选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机
Pw=3.06KW
η=0.9084
Pm=4KW
nw=76.394r/min
n=1500r/min
根据《机械设计课程设计》书表8-184选择电动机Y112M-4,其满载转速nm=1440r/min,质量47kg
4.传动比及动力学计算
设计内容
计算及说明
结果
4.1传动比的计算及分配
(1)总传动比
(2)传动比分配
4.2各轴转速
(1)高速轴
(2)中间轴
(3)低速轴
(4)工作轴
4.3各轴功率
(1)高速轴
(2)中间轴
(3)低速轴
(4)工作轴
4.4各轴转矩
(1)高速轴
(2)中间轴
(3)低速轴
(4)工作轴
(5)电动机转轴
i=nm/nw=1440/76.39=18.85
i1=1.3i2i=i1×i2
求得i1=4.95i2=3.81
n1=nm=1440r/min
n2=n1/i1
=1440/4.95
=290.91r/min
n3=n2/3.81=76.394r/min
nw=n3=76.24r/min
P1=P0*ηc
=3.37*0.99=3.33KW
P2=P1*ηr*ηg
=3.33*0.97*0.995
=3.21KW
P3=P2*ηr*ηg
=3.21*0.97*0.995
=3.11KW
Pw=P3*ηr*ηc
=3.11*0.995*0.99
=3.06KW
T1=9550*P1/n1=22.08N·m
T2=9550*P2/n2=105.38N·m
T3=9550*P3/n3=388.78N·m
Tw=9550*Pw/nw=382.53N·m
T0=9550*P0/nw=22.34N·m
i=18.85
i1=4.95
i2=3.81
n1=1440r/min
n2=290.91r/min
n3=79.394r/min
nw=76.24r/min
P1=3.33KW
P2=3.21KW
P3=3.11KW
Pw=3.06KW
T1=22.08N·m
T2=105.38N·m
T3=388.78N·m
Tw=382.53N·m
T0=22.34N·m
算得参数如下:
轴名
参数
电动机轴
1轴
2轴
3轴
工作轴
转速n(r/min)
1440
1440
290.91
76.394
76.394
功率P(KW)
3.37
3.33
3.21
3.11
3.06
转矩T(N·m)
22.34
22.08
105.38
388.78
382.53
传动比i
1
4.95
3.81
1
效率η
0.99
0.965
0.965
0.985
5、齿轮的设计计算
设计内容
计算机说明
结果
5.1高速级齿轮设计
(1)齿轮材料选取
(2)许用接触应力
(3)按齿面接触强度设计
(4)按弯曲疲劳强度校核齿轮强度
(5)公差计算选取
5.2低速级齿轮设计
(1)齿轮材料选取
(2)许用接触应力
(3)按齿面接触强度设计
(4)按弯曲疲劳强度校核齿轮强度
(5)公差计算选取
传动无特殊要求
小齿轮:
考虑到直径问题设计成齿轮轴,选用45钢正火,169-217HBS
大齿轮选用45钢正火,169-217HBS
查表得σHlim1=460MPa,
σHlim2=460MPa,SHmin=1
[σH1]=[σH2]=460MPa
σH=460MPa
小齿轮转矩T=22.08N·m
载荷平稳,取载荷综合系数K=1.2
齿宽系数Ψd=1
小齿轮分度圆直径d1≥∛671[σH]2u±1uKT1Ψd
=40.8mm
小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=99
m=d1/z1=2.045mm
取m=2.5mm
分度圆直径d1=z1m=50mm,d2=z2m=247.5mm,中心距a=148.75mm
齿宽b=Ψd×d1
=50mm
取小齿轮齿宽b1=56mm,大齿轮齿宽b2=50mm
v=πd1n/(60*1000)
=π*50*1440/(60*1000)
=3.77m/s
由《机械设计》表6-4确定齿轮采用8级精度
由《机械设计》图6-30得复合齿形系数
YFs1=4.38,YFs2=3.96
SFmin=1
σFlim1=σFlim2=360MPa
[σF1]=[σF2]=360MPa
σF1=2KT1YFs1/(bm2z1)
=33.19MPa<[σF1]
σF2=σF1YFs2/YFs1
=33.19×3.96/4.38
=30.01MPa<[σF2]
最小侧隙jnmin=0.100mm
由《机械设计课程设计》书表8-95确定
Esns=Esns1=Esns2
=-jnmin/(2cosα)
=-0.0585mm
齿厚公差
Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2
br=1.26×IT9
br1=1.26×62=0.0781mm
br2=1.26×115=0.1450mm
Fr1=0.034Fr2=0.056
Tsn1=0.062mm
Tsn2=0.113mm
Esni1=Esns-Tsn1=-0.115mm
Esni2=Esns-Tsn2=-0.166mm
上偏差
Ebns1=Ebns2=Esns×cosα
=-0.050mm
下偏差
Ebni1=Esni1×cosα
=-0.108mm
Ebni2=Esni2×cosα
=-0.156mm
公法线长度
Wk1=m×Wk’1
=2.5×7.6604
=19.151mm
Wk2=m×Wk’2
=2.5×35.3361
=88.340mm
查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得
fp1=±0.015fp2=±0.018
Fp1=0.042Fp2=0.070
Fα1=0.020Fα2=0.025
Fβ1=0.027Fβ2=0.029
fa=±0.0315
传动无特殊要求,采用软齿面齿轮设计
小齿轮选用40MnB,241-286HBS
大齿轮选用45钢正火,169-217HBS
查表得σHlim1=720MPa,
σHlim2=460MPa,SHmin=1
[σH1]=720MPa
[σH2]=460MPa
σH=460MPa
小齿轮转矩
T=105.38N·m
载荷平稳,取载荷综合系数K=1.2
齿宽系数Ψd=1
小齿轮分度圆直径d1≥∛671[σH]2u±1uKT1Ψd
=70mm
小齿轮齿数z1=30,大齿轮齿数z2=114
m=d1/z1=2.33mm
取m=2.5mm
分度圆直径d1=z1m=75mm,d2=z2m=285mm,中心距a=148.75mm
齿宽b=Ψd×d1=75mm
取小齿轮齿宽b1=80mm,大齿轮齿宽b2=75mm
v=πd1n/(60*1000)
=π*75*290.9/(60*1000)
=1.14m/s
由《机械设计书》表6-4确定齿轮采用8级精度
由《机械设计》图6-30得复合齿形系数
YFs1=4.14,YFs2=3.96
SFmin=1
σFlim1=530MPa
σFlim2=360MPa
[σF1]=530MPa
[σF2]=360MPa
σF1=2KT1YFs1/(bm2z1)
=73.99MPa<[σF1]
σF2=σF1YFs2/YFs1
=73.99×3.96/4.14
=70.77MPa<[σF2]
最小侧隙jnmin=0.100mm
由《机械设计课程设计》书表8-95确定
Esns=Esns1=Esns2
=-jnmin/(2cosα)
=-0.0585mm
齿厚公差
Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2
br=1.26×IT9
br1=1.26×62=0.0781mm
br2=1.26×130=0.1638mm
Fr1=0.043Fr2=0.074
Tsn1=0.065mm
Tsn2=0.131mm
Esni1=Esns-Tsn1=-0.123mm
Esni2=Esns-Tsn2=-0.189mm
上偏差
Ebns1=Ebns2=Esns×cosα
=-0.050mm
下偏差
Ebni1=Esni1×cosα
=-0.116mm
Ebni2=Esni2×cosα
=-0.177mm
公法线长度
Wk1=m×Wk’1
=2.5×10.7526
=26.882mm
Wk2=m×Wk’2
=2.5×38.4982
=96.246mm
查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得
fp1=±0.017fp2=±0.020
Fp1=0.053Fp2=0.092
Fα1=0.022Fα2=0.029
Fβ1=0.028Fβ2=0.031
fa=±0.0315
小齿轮、大齿轮均选用45钢正火,169-217HBS
σH=460MPa
m=2.5mm
z1=20
z2=99
d1=50mm
d2=247.5mm
a=148.75mm
b1=56mm
b2=50mm
α=20°
设计满足要求
Esns1=Esns2=-0.0585mm
Tsn1=0.062mm
Tsn2=0.113mm
Ebns1=Ebns1=-0.050mm
Ebni1=-0.108mm
Ebni2==-0.156mm
Wk1=19.151mm
Wk2=88.340mm
fp1=±0.015fp2=±0.018
Fp1=0.042Fp2=0.070
Fα1=0.020Fα2=0.025
Fβ1=0.027Fβ2=0.029
fα=±0.0315
小齿轮选用40MnB,241-286HBS
大齿轮选用45钢正火,169-217HBS
σH=460MPa
z1=30
z2=114
d1=75mm
d2=285mm
a=180mm
b1=80mm
b2=75mm
α=20°
设计满足要求
Esns1=Esns2=-0.0585mm
Tsn1=0.065mm
Tsn2=0.131mm
Ebns1=Ebns2=-0.050mm
Ebni1=-0.116mm
Ebni2=-0.177mm
Wk1==26.882mm
Wk2=96.246mm
fp1=±0.017fp2=±0.020
Fp1=0.053Fp2=0.092
Fα1=0.022Fα2=0.029
Fβ1=0.028Fβ2=0.031
fa=±0.0315
6轴的设计计算
设计内容
计算及说明
结果
6.1轴选择材料
6.2轴最小直径计算
6.3各轴各段直径确定
(1)高速轴
(2)中间轴
(3)低速轴
无特殊要求,选45号钢正火处理,169-217HBS
减速器工作时,轴主要受转矩作用,先考虑转矩设计轴最小直径
D≥C3Pn,C取118
P与n从4轴的工况计算中取得
D1≥15.6mm
D2≥26.3mm
D3≥40.6mm
考虑到高速轴和低速轴需要和联轴器配合,根据《机械设计课程设计》书表8-178确定
D1min=20mm
D3min=45mm
中间轴需要设计键槽,并取标准化的值D2min=30mm
与联轴器配合处直径20mm,与毛毡圈配合处为24mm,轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体
套筒、轴承处直径为30mm,齿轮处直径40mm,中间轴环处52mm
联轴器处直径为45mm,与毡圈配合处为48mm,滚动轴承处为50mm,中间轴环处为72mm,与齿轮配合处直径60mm
45号钢正火处理,169-217HBS
D1min=20mm
D2min=45mm
D3min=30mm
与联轴器配合处直径20mm,与毛毡圈配合处为24mm,轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体
套筒、轴承处直径为30mm,齿轮处直径40mm,中间轴环处52mm
联轴器处直径为45mm,与毡圈配合处为48mm,滚动轴承处为50mm,中间轴环处为72mm,与齿轮配合处直径60mm
6.4箱体内各部分合理分布
箱体内部零件分布如上图所示,齿轮端面距离箱体内壁10mm,中间轴两齿轮端面距离为10mm,低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁,考虑到螺栓中心距离外边缘与外壁均有要求,轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm
6.5各轴完整设计
(1)高速轴的设计如下:
轴承选取6006深沟球轴承,需要挡油环,所以12段长14mm;齿轮端面距离箱壁10mm,23段应略大于10mm,取15mm;45段根据7.4可得l=10+80+10=100mm;56段不需要挡油环,长13mm;67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm,轴承盖厚10mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度1mm,轴承距离箱体内臂3mm,轴承宽度13mm,所以L=10+10+48+1-13-3=53mm;78段考虑与联轴器的配合长36mm。
轴与联轴器之间采用平键连接,查表得键尺寸b=6,h=6,键长取30mm
1处倒角为1.5×45º,8处倒角为1×45º,2、6处查轴承安装要求可知圆角r=1mm,3、4、5、7处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。
3、4取3mm,5取2mm,7取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密封毡圏处公差配合为f9。
(2)中间轴设计
大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm,所以23段长78mm,45段长48mm;轴承选用6206深沟球轴承,齿轮端面与箱体内壁距离为10mm,所以12段取28mm,56段取34mm;34段取10mm。
大齿轮小齿轮均采用平键连接,b=12mm,h=8mm,45段键槽42mm,23段键槽72mm。
1、6处倒角为1.5×45º,2、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角,这里均取2mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,与轴承处的公差配合为k5。
(3)低速轴设计
齿轮齿宽75mm,所以23段取71mm;34取10mm;齿轮端面距离箱体内壁10mm,加上套筒与轴承,12段取33mm;45段根据6.4取68mm;56段装6010深沟球轴承取16mm;67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm,轴承盖厚12mm,轴承座端面至箱体内壁48mm,调整长度1mm,轴承距离箱体内臂3mm,轴承宽度16mm,所以L=10+12+48+1-16-3=52mm;78段考虑到与联轴器配合长度取80mm
齿轮与轴采用平键连接,b=18mm,h=11mm,键长66mm;轴与联轴器采用平键连接,b=14mm,h=9mm,键长72mm。
1、8处倒角取2×45°,2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm,5处要与轴承配合圆角半径取1mm,6、7考虑到轴肩高度取1mm。
配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1,确定与联轴器处的公差配合为m6,与轴承处的公差配合为k5,与密封毡圏处公差配合为f9。
6.6轴受力分析并校核
(1)高速轴:
转矩T=22.08N·m,齿轮分度圆直径d=50mm
Ft=2T/d=833.2N,Fr=Ft×tanα=303.3N受力图如下(齿轮轴承受力均简化成集中作用于本身中点)
因受力较为简单,直接求出各自轴承的合力:
R1=746.4NR2=193.5N
弯矩图如下
参考《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-3
45号钢正火σB=600MPa,钢轴应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=55/95=0.58,[σ-1]b=55MPa
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080N·mm
当量弯矩Me=M2+(aT)2图如下:
Memax=29096N·mm
此轴需要校核两个面,一齿轮中心面,二联轴器连接处
齿轮中心截面:
直径d≥3Me0.1[σ-1]b=17.4mm
此处实际直径为36mm校核安全
联轴器连接处截面:
直径d≥3Me0.1[σ-1]b=13.25mm
此处轴实际直径为20mm,已能消除键的影响校核安全
(2)中间轴
转矩T=105.38N·m,齿轮分度圆直径分别为247.5mm,75mm
Ft1=2T/d1=851.6N,Fr1=Ft1×tanα=309.9N
Ft2=2T/d2=2810.1N,Fr2=Ft1×tanα=1022.8N
受力图如下
经计算
R1V=612.2NR1H=2207.4NR2v=100.2NR2H=1454.3N
弯矩图如下
MHmax=132444N·mm,Mvmax=36730N·mm
轴采用45号钢,σB=600MPa,取[σ-1]b=55MPa,[σ0]b=95MPa,应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58,
弯矩只存在于12(两齿轮)之间,可知Memax在1(小齿轮中心面)处,需要校核
Mmax=137442N·mmT=105380N·mm
Memax=Mmax2+(aT)2=150420N·mm
小齿轮中心面:
直径d≥3Me0.1[σ-1]b=30.13mm
此处实际直径为36mm,能消除键的影响校核安全
(3)低速轴
转矩T=388.78N·m,齿轮分度圆直径285mm
Ft=2T/d=2728.3N,Fr=Ft×tanα=993.0N
受力分析
经计算得R1=1978.1N,R2=925.3N
弯矩图如下:
轴采用45号钢,σB=600MPa,取[σ-1]b=55MPa,[σ0]b=95MPa
应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58
在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=388780N·mm
当量弯矩Me=M2+(aT)2图如下:
此轴需要校核两个面,一齿轮中心面,二联轴器连接处
齿轮中心截面:
直径d≥3Me0.1[σ-1]b=35.8mm
此处实际直径为60mm校核安全
联轴器连接处截面:
直径d≥3Me0.1[σ-1]b=34.5mm
此处轴实际直径为45mm,已能消除键的影响
7轴承的计算
轴承预期寿命为:
2×8×300×3=14400h
(1)高速轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为13200N,转速1440r/min,ε=3
当量载荷P=Kp(XR+YA),Kp=1.2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴向载荷
R1=746.4N,R2=193.5N
按受力大的轴承计算寿命,Pmax=Kp(XR+YA)=895.7N
L10=10660n(CP)ε=37044h>14400h符合要求
(2)中间轴轴承为6006深沟球轴承
基本额定动载荷为19500N,转速290.9r/min,ε=3
当量载荷P=Kp(XR+YA),Kp=1.2,X=1,Y=0,R为径向载荷,A为轴向载荷
R1=2290.7N,R2=1457.7N
按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp(XR+YA)=2749N
L10=10660n(CP)ε=20449.6h>14400h符合要求
(3)低速轴轴承为6010深沟球轴承
基本额定动载荷为22000N,转速76.39r/mi
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