一级直齿圆柱齿轮减速器设计.docx
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一级直齿圆柱齿轮减速器设计.docx
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一级直齿圆柱齿轮减速器设计
内江职业技术学院
课程设计报告书
系别机械工程系
专业:
2010级汽配大专一班
学生姓名:
严钰昊学号:
10117014
课程设计题目:
一级渐开线直圆柱齿轮减速器
起迄日期:
2010年12月27日至2011年1月9日
课程设计地点:
内江职业技术学院104教室
指导教师:
陈锦
课程设计任务书
设计题目
一级圆柱齿轮减速器
学生姓名
严钰昊
所在院系
内江职业技术学院
专业、年级、班
2010汽配一班
设计要求:
皮带式输送机单向运转,有轻微震动,两班制工作,使用年限5年,输送机带
轮轴转速的允许误差为±5%。
小批量生产,每年工作300天。
应完成的工作:
1.设计计算说明书一份(8000字左右)
2.减速器部件装配图一张(A1);
3.绘制零件图两张(A3)。
工作计划:
1.设计准备工作
2.总体设计及传动件的设计计算
3.装配草图及装配图的绘制
4.零件图的绘制
5.编写设计说明书
任务下达日期:
2010年12月27日
任务完成日期:
2011年01月09日
一级圆柱齿轮减速器
摘要齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式,它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力,目前齿轮传动装置正逐步向小型化,高速化,低噪声,高可靠性和硬齿面技术方向发展,齿轮传动具有传动平稳可靠,传动效率高(一般可以达到94%以上,精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%),传递功率范围广(可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动)速度范围广(齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高,转速可以从1r/min到20000r/min或更高),结构紧凑,维护方便等优点。
因此,它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。
本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。
其中小齿轮材料为40Cr(调质),硬度约为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度约为240HBS,齿轮精度等级为8级。
轴、轴承、键均选用钢质材料。
目录
机械设计课程设计计算说明书
前言
一、课程设计任务书………………………………………………
二、摘要和关键词…………………………………………………………
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定…………………………………………………………
二、电动机选择……………………………………………………………
三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………
四、运动参数及动力参数计算……………………………………………
五、传动零件的设计计算…………………………………………………
六、轴的设计计算…………………………………………………………
七、滚动轴承的选择及校核计算…………………………………………
八、键联接的选择…………………………………………………………
九、箱体设计………………………………………………………………
十、润滑与密封……………………………………………………………
十一、设计小结……………………………………………………………
十二、参考文献……………………………………………………………
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
(1)工作条件:
运输机工作平稳,单向运转,单班工作,使用期限8年,大修期3年。
允许输送带速度误差为±5%。
(2)原始数据:
运输带拉力F=5.0KN;输送带速度V=1.0m/s;滚筒直径D=300mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η∑=η1×η52×η3×η4×η5;其中η1η2η3η4η5分别表示带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率,查表得η1=0.96、η2=0.98、η3=0.97、η4=0.99、η5=0.96,则
η∑=η1×η52×η3×η4×η5
=0.96×0.985×0.97×0.99×0.96
=0.80
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/(1000η∑)
=5000×1.0/(1000×0.80)
=6.3KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
nw=60×1000V/πD=60×1000×1.6/(π×300)≈102r/min
按手册推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3~6。
取V带传动比i2=2,则总传动比理时范围为i∑=6~1212。
故电动机转速的可选范围为nd=i∑×nw=(6~12)×102=612~1124r/min
符合这一范围的推荐同步转速有750r/min、和1000r/min。
4、确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比等因素,选择电动机型号Y132M2-6。
其主要性能:
型号
额定功率/KW
满载转矩/(r/min)
额定转矩
最大转矩
Y132M2-6
5.5
960
2.0
2.0
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i∑=nm/nw=960/102=9.41
2、分配各级传动比
(1)根据指导书P7表2.1,取齿轮i2=3(V带传动比i2=2~4合理)
(2)∵i∑=i1×i2
∴i1=i∑/i2=9.41/3=3.14
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
Ⅰ轴:
nⅠ=960r/min
Ⅱ轴:
n
=n
/i2=960/3=320(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
Ⅰ轴:
P
=Pd×η2=4×0.98=3.92KW
Ⅱ轴:
P
=P
×η22×η1=3.243×0.982×0.96=3.61KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
电动机输出转矩:
Td=9550×Pd/nm=9550×4/960=3.98×104N·mm
Ⅰ轴:
T
=Td×η2=3.98×104×0.98=3.90×104N·mm
Ⅱ轴:
TⅡ=T
×η1×η22×i2=3.90×104×0.982×0.96×3
=1.04×105N·mm
五、V带传动的设计计算
1.确定计算功率PCa
由课本表8-7得:
kA=1.1
Pca=KAPⅠ=1.1×3.92=4.312KW
2.选择V带的带型
根据Pca、nⅠ由课本图8-10得:
选用A型
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。
1)初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=125mm。
2)验算带速v。
按课本式(8-13)验算带的速度
v=πdd1nⅠ/(60×1000)=π×125×960/(60×1000)=6.28m/s
在5-30m/s范围内,带速合适。
3)计算大齿轮的基准直径。
根据课本式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i2·dd1(1-ε)=3×125×(1-0.02)=367.5mm
由课本表8-8,圆整为dd2=400mm
4.确定带长和中心矩
1)根据课本式(8-20),初定中心距a0=800mm
2)由课本式(8-22)计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/(4a0)
=2×800+3.14×(125+400)/2+(400-125)2/(4×800)≈2424mm
由课本表8-2选带的基准长度Ld=2500mm
按课本式(8-23)实际中心距a。
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=800+(2500-2424)/2=838mm
5.验算小带轮上的包角α1
α1=1800-(dd2-dd1)×57.30/a
=1800-(400-125)×57.30/501
=1460>900(适用)
6.确定带的根数z
1)计算单根V带的额定功率pr。
由dd1=125mm和n电机=960r/min根据课本表8-4a得P0=1.41KW
根据n电机=960r/min,i2=3和A型带,查课本表8-4b得△P0=0.16KW
根据课本表8-5得Ka=0.91
根据课本表8-2得KL=1.09,于是
Pr=(P0+△P0)×Ka×KL=(1.41+0.16)×0.915×1.09=1.56kw
2)计算V带的根数z。
z=PCa/Pr=4.312/1.56=2.76圆整为3根
7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min
由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以:
(F0)min=500(2.5-Ka)PCa/Kazv+qV2
=[500×(2.5-0.91)×4.3125/(0.91×3×6.28)+0.1×6.282]N
=202N
应使带的实际初拉力F0>(F0)min。
8.计算压轴力Fp
压轴力的最小值为
(Fp)min=2z(F0)minsin(α1/2)
=2×3×202×sin(146°/2)=11591N
综上可知带传动的设计参数如下:
选用A型V带
传动比i带=3
带数Z=3
V带额定功率Pr=1.56KW
带速:
v=6.28m/s
基准直径:
dd1=125mm,dd2=400mm
六、齿轮传动的设计计算
1、选定齿轮材料及精度等级及齿数
1)机器为一般工作机器,速度不高,故选用8级精度(GB10095-88)。
2)材料选择。
由表课本表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调制),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS。
3)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24×3.14=75.36,取76。
2、按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式(10-9a)
d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
(1)确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×105×PⅡ/nⅡ=95.5×105×3.61/320=1.04×105N·mm
3)由课本表10-7选取齿款系数φd=1
4)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
5)由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
6)课本式10-13计算应力循环次数NL
N1=60n
jLh=60×320×1×(8×300×8)=3.686×108
N2=NL1/i齿=3.686×108/3.14=1.174×108
7)由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92KHN2=0.96
8)计算解除疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1.0
[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.92×600/1.0Mpa
=552Mpa
[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa
=528Mpa
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径dd1,代入[σH]较小的值
dd1≥2.32(KtT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
=2.32×[1.3×1.04×105×(3.14+1)×189.82/(3.14×5282)]1/3
=66.014mm
2)计算圆周速度v。
v=πdd1n
/(60×1000)=3.14×320×66.014/(60×1000)=1.11m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适。
3)计算齿宽b。
b=φdd1t=1×66.014mm=66.014mm
4)计算齿宽与齿高之比b/h。
模数:
mt=d1t/Z1=66.014/24=2.751mm
齿高:
h=2.25mt=2.25×2.751=6.19mm
b/h=66.014/6.19=10.67
5)计算载荷系数。
根据v=1.11m/s,8级精度,由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.05;
直齿轮,KHa=KFa=1。
由课本表10-2查得KA=1
由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,KHβ=1.472
由b/h=10.66,KHβ=1.472查课本表10-13得KFβ=1.38:
故载荷系数
K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.05×1×1.472=1.546
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式(10-10a)
d1=d1t(K/Kt)1/3=66.014×(1.546/1.3)1/3=69.93mm
7)计算模数m:
m=d1/z1=69.93/24=2.914mm
3.按齿根弯曲强度设计
由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式
m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)]1/3
(1)定公式内的各计算数值
1)由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
2)由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92KFN2=0.98
3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由课本式(10-12)得
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.92×500/1.4=328.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.98×380/1.4=266MPa
4)计算载荷系数K
K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.05×1×1.38=1.449
5)取齿形系数。
由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.23
4)查取应力校正系数
由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.76
5)计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]
YFa1YSa1/[σF]1=2.65×1.58/328.57=0.01274
YFa2YSa2/[σF]2=2.23×1.76/266=0.01475
大齿轮的数值大。
8)设计计算
m≥[2×1.449×1.04×105×0.01475/(1×242)]1/3=1.976mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小主要取决于弯曲强度的承载能力,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1.972并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度的的分度圆直径d1=66.014mm,算出小齿轮的齿数z1=d1/m=66.014/2=33
大齿轮的齿数z2=3.14×33=103.62取z2=104
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径d1=z1m=33×2=66mm
d2=z2m=104×2=208mm
(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(66+208)/2=137mm
(3)计算齿轮宽度b=φdd1=1×66=66mm取B2=66mm,B1=71mm
下图为大齿轮的结构图:
综上可知,齿轮的设计参数如下:
小齿轮分度圆直径:
d1=66mm
大齿轮分度圆:
d2=208mm
中心距a=137mm
小齿轮齿宽:
B1=71mm
大齿轮齿宽:
B2=66mm
模数m=2
七、轴的设计计算
1、两轴上的功率P、转数n和转矩
由前面的计算已知:
PⅢ=3.44kw
nⅢ=102r/min
TⅢ=3.09×105N·mm
P
=3.61kw
n
=320r/min
T
=1.04×105N·mm
2、求作用在齿轮上的力
因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=208mm
FtⅢ=2T
/d1=2×3.09×105/208=2971.15N
FrⅢ=FtⅢtan20°=2971.15×0.3642=1081.41N
因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=66mm
Ft
=2T
/d2=2×1.04×105/66=3151.52N
Fr
=Ft
tan20°=3151.52×0.3642=1147.06N
3、初步确定轴的最小直径
先按课本式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取的材料为45钢,调制处理。
根据课本表15-3,取A0=112,于是得
dminⅢ=A0(PⅢ/nⅢ)1/3=112×(3.44/102)1/3=36.19mm
dmin
=A0(P
/n
)1/3=112×(3.61/320)1/3=25.12mm
4、低速轴联轴器的选择
为了使所选低速轴的最小直径与联轴器的孔相适应,故选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT
查课本表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.5,则
Tca=KAT
=1.5×3.09×105=4.635×105N·mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查《机械设计手册》,选用LH3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000N·mm。
联轴器的孔径d1=40mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。
A、低速轴的结构设计
(1)选择轴的材料
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查课本表15-1可知:
σB=640Mpa,σs=355Mpa,许用弯曲应力[σ-1]=60Mpa
(2)轴上零件的周向定位
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边。
大齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
(3)、轴承的选择
选用圆锥滚子轴承,参照工作要求,由轴承产品目录中初步取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承,型号为30209,其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm。
轴承宽度B=19,最小安装尺寸,d=45
(4)、确定各段轴的直径
根据轴各段的直径确定原则,轴段1处为轴的最小直径,将估算轴D1=40mm作为外伸端直径d1与联轴器相配;轴段2要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要,故D2=42m,轴3安装轴承,故D3=45mm;轴段4用于安装齿轮,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径D4应大于d3,取D4=50mm;齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径D5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,故D5=55mm;轴段6应与段3同样的直径为D6=45mm。
(5)确定轴各段长度
为保证大齿轮的固定的可靠性,取轴段4的长度应该稍微短于齿轮的宽度,故L4=65mm;根据轴环宽度可取轴段5长度L5=10mm;据轴承内圈宽度B=19mm,可取取L6=19mm,因为两轴承相对齿轮对称,取轴段L3=30mm;为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸冲突而去定轴段2的长度,查取L2=40mm;根据联轴器轴孔选长度L1=60mm
故全轴长为L=60+40+30+65+10+19=224mm
(6)、两轴承之间的跨距L因为圆锥滚子轴承的支反力作用点在轴承宽度的中点,故两轴承之间的跨距L=(10+65+30+40-19)=126mm。
B、高速轴的设计
1、选择轴的材料,确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
查课本表15-1可知:
σB=640Mpa,σs=355Mpa,许用弯曲应力[σ-1]=60Mpa
因为dmin
=25.12mm,考虑键槽的影响以系列标准,取d=30mm
2..高速轴的结构设计
下图为高速轴的简图:
(1)确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置。
小齿轮直径较小,可做成齿轮轴。
两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位。
小齿轮的两端设置轴肩给挡油环定位。
(2)确定轴各段的直径
轴段1的直径为轴的最小直径,故选定D1=d=30mm;轴段2要考虑到密封圈的安装需要,选择D2=33mm;轴段3为安装轴承,为便于安装应取D3>D2,且与轴承内径标准系列相符,取D3=35mm(其中选择圆锥滚子轴承型号为30207,其尺寸为:
d×D×T=35mm×72mm×18.25mm,安装尺寸为42mm);轴段4在小齿轮两侧对称设置的两轴肩处直径为D=40mm,故取D4=45mm,轴段5安装轴承,应与段3同样的直径,故选D5=35mm
(3)、确定个轴段的长度
轴段4考虑到给挡油环定位,根据草图,可设计L4=75mm;考虑箱体内壁到轴承端面的距离和轴承的型号,可设计轴段5长度:
L5=20mm;则同理,轴段3安装轴承,故轴段3长度L3=30mm;考虑到轴承盖螺钉的装拆空间,取L2=40mm;根据安装的带轮的需要,取L1=65mm。
全轴长为L总=65+20+30+40+65=220mm
(4)、两轴承之间的跨距L=65+30+20-17=128mm
(5)按弯矩复合强度计算
因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=L/2=128/2=64mm
1、高速轴上的功率P、转数n和转矩
1)绘制轴受力简图(如图a)
2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=FrⅡ/2=1147.06/2=573.53N
FAZ=FBZ=FtⅡ/2=2971.15/2=1485.58N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyLA=573.53×64=36705.92N·mm
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZLB=1485.58×64=95077.12N·mm
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(36705.922+95077.122)1/2=134459.35N·mm
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(PⅡ/nⅡ)×106=T
=1.04×105N·mm
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化,取α=0.6,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[134459.352+(0.6×1.04×105)2]1/2=148232.86N·mm
(7)校核危险截面C的强度
σca
=[MC2+(αT)2]1/2/W=55705.00/0.1d33=148232.86/0.1×353
=34.57MPa<[σ-1]=60MPa(按前已选定轴的材料为45钢,调制处理,由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。
)
因此该轴强度足够。
八、轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
8×300×8=19200小时
1、计算高速轴承
(1)已知nI=320r/min
(2)计算当量载荷P1、P2
(3)选择轴承型号为30207
根据课本P321表(13-6)取fP=1.5
根据课本P320(13-9)式得
PⅡ=fP×Fr1=fP×FAY=1.5×(1×573.53)=860.295N
(3)轴承寿命计算
圆锥滚子轴承ε=10/3
Lh=106(ftCr/P)ε/60n
根据手册得6207型的Cr=25500N
Lh1=106(ftCr/PⅡ)10/3/60n
=106×[1×22500/860.295]1
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