毕业设计论文二级减速器.docx
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毕业设计论文二级减速器
安徽理工大学继续教育学院
毕业设计
题目
二级直齿圆柱齿轮减速器
系别
专业
机械电子工程
班级
09
姓名
汪凡凯
学号
指导教师
日期
2011年5月
摘要
齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。
它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。
齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便,因而应用极为广泛。
本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。
首先进行了传动方案的评述,选择齿轮减速器作为传动装置,然后进行减速器的设计计算(包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容)。
运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计,完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。
关键词:
齿轮啮合轴传动传动比传动效率
1、引言
计算过程及说明国外减速器现状,齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着,是一种不可缺少的机械传动装置。
当前减速器普遍存在着体积大、重量大,或者传动比大而机械效率过低的问国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长。
但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。
最近报导,日本住友重工研制的FA型高精度减速器,美国Jan-Newton公司研制的X-Y式减速器,在传动原理和结构上与本项目类似或相近,都为目前先进的齿轮减速器。
当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。
因此,除了不断改进材料品质、提高工艺水平外,还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新,平动齿轮传动原理的出现就是一例。
减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。
目前,超小型的减速器的研究成果尚不明显。
在医疗、生物工程、机器人等领域中,微型发动机已基本研制成功,美国和荷兰近期研制分子发动机的尺寸在纳米级范围如能辅以纳米级的减速器,则应用前景远大。
2、电动机的选择
2.1.电动机类型的选择
按已知的工作要求和条件,选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2.2.电动机功率的选择
Pd=Fv/(1000ηηw)
由电动机的至工作机之间的总效率为。
ηηw=η1η23η32η4η5η6
η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带的传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、齿轮传动联轴器、卷筒轴的轴承、卷筒的效率。
则ηηw=0.96×0.993×0.972×0.97×0.98×0.96
=0.82
Pd=Fv/(1000ηηw)=2500×1.7/1000×0.82
=5.2kw
2.3.确定电动机的转速
卷筒轴的工作转速为
nW=60×1000×V/ΠD
=60×1000×1.7/300×π
=108.28r/min
取V带传动比i1=2~4。
齿轮传动比i2=8~40。
则总传动比为i总=16~160故电动机转速的可选范围
nd=i总×nW
=﹙16~160﹚×108.28r/min
=﹙1732~17325﹚r/min
符合这一范围的同步转速有3000r/min,再根据计算出的容量,由参考文献【1】查得Y132s1-2符合条件
型号
额定功率
同步转速
满载转速
Y132s1-2
5.5kw
3000r/min
2900r/min
3、计算总传动比及分配各级的传动比
3.1.总传动比
i总=n电动/nW=2900/108.28=26.78
3.2.分配各级传动比
i1为V带传动的传动比i1的范围(2~4)i1=2.5
i2为减速器高速级传动比
i3为低速级传动比
i4为联轴器连接的两轴间的传动比i4=1
i总=i1i2i3i4
i2i3=26.78/2.5=10.71
i2=(1.3i2i3)1/2=3.7
i3=2.9
4、计算传动装置的传动和动力参数
4.1.电动机轴的计算
n0=nm=2900r/min
P0=Pd=5.2kw
T0=9550×P0/n0
=9550×5.2/2900
=17.12N.m
4.2.Ⅰ轴的计算(减速器高速轴)
n1=n0/i1
=2900/2.5
=1160r/min
P1=P0×η1
=5.2×0.96
=4.99kw
T1=9550×P1/n1带
=9550×4.99/1160
=41.1N.m
4.3.Ⅱ轴的计算(减速器中间轴)
n2=n1/i2
=1160/3.7
=313.51r/min
P2=P1×η22×η3
=4.99×0.992×0.97
=4.75kw
T2=9550×P2/n2
=9550×4.75/313.51
=144.57N.m
4.4.Ⅲ轴的计算(减速器低速轴)
n3=n2/i3
=313.51/2.9
=108.11r/min
P3=P2×η2×η3×η4
=4.75×0.99×0.97×0.97
=4.42kw
T3=9550×P3/n3
=9550×4.42/108.11
=390.53N.m
4.5.Ⅳ轴的计算(卷筒轴)
n4=n3=108.11r/min
P4=P3×η5×η6
=4.42×0.98×0.96=4.16kw
T4=9550×P4/n4
=9550×4.16/108.11
=367.41N.m
5、传动零件V带的设计计算
5.1.确定计算功率
PC=KA·P额=1.1·5.5=6.05kw
5.2.选择V带的型号
由PC的值和主动轮转速,由【1】图8.12选A型普通V带。
5.3.确定带轮的基准直径dd1dd2
由【1】表8.6和图8.12选取dd1=80mm,且dd1=80mm>dmin=75mm
大带轮基准直径为。
dd2=dd1×n0/n1
=2900×80/1160
=200mm
按【1】表8.3选取标准值dd2=200mm则实际传动比i,
i=dd2/dd1
=200/80
=2.5
主动轮的转速误差率在±5%内为允许值
5.4.验算V带的速度
V=Π×dd1×n0/60000
=12.14m/s
在5~25m/s范围内
5.5.确定V带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距a0=500mm
L0=2a0+∏﹙dd1+dd2﹚/2+﹙dd2-dd1﹚2/4a0
=1000+∏×280/2+1602/2000
=1446.8mm
由【1】表8.4选取基准长度Ld=1400mm
实际中心距a为
a=a0+﹙Ld-L0﹚/2
=1000+﹙1400-1446.8﹚/2
=476.6mm
5.6.校验小带轮包角ɑ1
α=[180°-﹙dd2-dd1﹚/a]×57.3°
=[180°-﹙200-80﹚/476.6]×57.3°
=165.6°>120°
合格
5.7.确定V带根数Z
Z≥Pc/[P0]=Pc/﹙P0+ΔP0﹚×Kα×Kc
P0=[1.22+﹙1.29-1.22﹚×﹙2900-2800﹚/﹙3200-2800﹚]
=1.24kw
ΔP0=Kb×n0×﹙1-1/Ki﹚
=0.0010275×2900×﹙1-1/1.1373﹚
=0.3573kw
KL=0.96
Kα=0.97
Z=6.05/﹙1.24+0.3573﹚×0.97×0.96
=4.06
圆整得Z=4
5.8.求初拉力F0及带轮轴的压力FQ
由【1】表8.6查得q=0.1kg/m
F0=500×Pc2.5/Kα-1﹚/z×V+qV2
=113N
轴上压力Fq为
Fq=2×F×z×sin165.6/2
=2×113×4×sin165.6/2
=894.93N
5.9.设计结果
选用4根A-1400GB/T11544-1997的V带中心距476.6mm轴上压力894.93N带轮直径80mm和200mm
6、减速器齿轮传动的设计计算
6.1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算
6.1.1.选择齿轮材料及精度等级
小齿轮选用45号钢调质,硬度为220~250HBS。
大齿轮选用45号钢正火,硬度为170~210HBS。
因为是普通减速器故选用9级精度,要求齿面粗糙度Ra≦3.2~6.3µm
6.1.2.按齿面接触疲劳强度设计
T1=41.1N·m=41100N·mm
由【1】表10.11查得K=1.1
选择齿轮齿数
小齿轮的齿数取25,则大齿轮齿数Z2=i2·Z1=92.5,圆整得Z1=93,齿面为软齿面,由【1】表10.20选取Ψd=1
由【1】图10.24查得
σHLim1=560MPaσHLim2=530MPa
由表【1】10.10查得
SH=1N1=60njLh=60×1160×1×(10×300×16)=3.34×109
N2=N1/i2=3.34×109/3.7=9.08×108
查【1】图10.27知
ZNT1=0.9ZNT2=1
[σH]1=ZNT1×σHLim1/SH=0.9×560/1=504MPa
[σH]2=ZNT2×σHLim2/SH=1×530/1=530MPa
故d1≧76.43×[KT1﹙i2+1﹚/Ψd×i2×[σH]12]1/3
=76.43×[1.1×41100×﹙3.7+1﹚/1×3.7×5042]1/3
=46.62mm
m=d1/Z1=46.62/25=1.86
由【1】表10.3知标准模数m=2
6.1.3.计算主要尺寸
d1=mZ1=2×25=50mm
d2=mZ2=2×93=186mm
b=Ψdd1=1×50=50mm
小齿轮的齿宽取b2=50mm大齿轮的齿宽取b1=55m
a=m﹙Z1+Z2﹚/2=2×﹙25+93/2=118m
6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度校核
查【1】表10.13得YF1=2.65YF2=2.18
应力修正系数YS
查【1】表10.14得YS1=2.21YS2=1.79
许用弯曲应力[σF]
由【1】图10.25查得σFlim1=210MPaσFlim2=190MPa
由【1】表10.10差得SF=1.3
由【1】图10.26查得YNT1=YNT2=0.9
有公式(10.14)可得
[σF]1=YNT1×σFlim1/SF=210×0.9/1.3=145.38MPa
[σF]2=YNT2×σFlim2/SF=190×0.9/1.3=131.54MPa
故σF1=2KTYFYS/bm2Z1=76.19MPa<[σF]1=145.38MPa
σF2=σF1×YF2×YS2/YF1×YS1=76.19×2.21×1.79/2.65×1.59
=71.53MPa<[σF]2=131.54MPa
所以齿根弯曲强度校核合格。
6.1.5.检验齿轮圆周速度
V=πd1×n1/60000=3.14×50×1160/60000=3.03m/s
由【1】表10.22可知选9级精度是合适的
6.2.低速级圆柱齿轮传动的设计计算
6.2.1.选择齿轮材料及精度等级
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