减速器的课程设计.docx
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减速器的课程设计
减速器的课程设计分类:
课程设计
目录
1、设计任务书
2、电动机的选择计算
3、传动装置的运动和动力参数计算
4、传动零件的设计计算
5、轴的设计计算
6、滚动轴承的选择及其寿命计算
7、键联结的选择和验算
8、联轴器的选择
9、润滑与密封
一、设计任务书
设计题目:
用于胶带运输机的机械传动装置,传动
装置如下图所示,电动机带动带传动装置,经单级
圆柱减速器驱动滚筒回转,滚筒直径D=400mm,
滚筒长度L=500mm,传动滚筒的圆周力F=1200N,
带速V=2.0m/s,工作年限为10年,双班制工作,稍
有波动,小批量生产,工作环境多灰尘。
二、电动机的选择计算
1)、选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异部电动机,封面
自扇冷式结构,电压380VY系列
2)、选择电动机的功率
PW=FV/1000=1200×2.0/1000KW=2.4KW
传动装置的总效率
η=η1×η22×η3×η4×η5×η6
按表2-11-1确定各个部分效率如下:
带的传动的效率:
η1=0.95
一对滚动轴承的效率:
η2=0.99
闭式齿轮的传动效率:
、η2=0.97(暂且定为齿轮精度为8级)
弹性联轴器的效率:
η4=0.99
一对滑动轴承的效率:
η5=0.97
传动滚筒的效率:
η6=0.97
传动总效率:
η=η1×η22×η3×η4×η5×η6=0.8326
所需电动机的功率:
Pr=Pw/η=2.4/0.8326=2.889(KW)
查表2-18-1,可选Y系列三相异步电动机
Y100L2-4型、额定功率Po=3.0KW,或选Y系列
三相异步电动机Y132S-6型、额定功率Po=3.0KW
,或选Y系列三相异步电动机Y132M-8型、额定
功率Po=3.0KW.均满足:
Po>Pr
3)、确定电动机的转速:
传动滚筒轴的工作转速:
nw=60V/兀D=60×2.0/兀×0.4=95.5r/minnw=95.5r/min
现以同步转速为1500r/min、1000r/min和
750r/min三种方案进行比较,由表2-18-1查得电
动机数据,计算出总传动比列于表中:
方案号
电动机型号
额定功率
KW
同步转速
/(r/min)
满载转速
/(r/min)
电动机质量
/kg
总传动比
1
Y100L-4
3.0
1500
1430
38
14.97
2
Y132S-6
3.0
1000
960
63
10.05
3
Y132M-8
3.0
750
710
79
7.43
比较这三重方案可见,方案1选用的电动机虽然质
量好价格叫低,但总传动比较大,为是结构紧凑,
不采用该方案。
方案3选用的电动机的质量大,总
传动比较低,所以决定采用方案2,电动机的型号
为Y132S-6,同步转速1000r/min,由表2-18-1
和2-18-2,查得主要性能技术数据和安装尺寸,
如下表所示:
额定功率po/kw
3.0
电动机外伸轴直径D/mm
38
满载转速r/min
960
电动机外伸轴长度E/mm
80
堵截扭矩/额定扭矩
2.0
电动机中心高H/mm
132
三、传动装置的运动和动力参数的计算:
1)、分配传动比
总传动比
i=no/nw=960/95.5=10.05i=10.05
根据表2-11-1取i带=2.5,则减速器的传动比为
i减=i/i带=10.05/2.5=4.02i减=4.02
各轴功率、转速和转矩的计算
0轴:
0轴即电动机轴
Po=Pr=2.88KWPo=2.88KW
no=960r/minno=960r/min
To=9550Po/no=9550×2.88/960=28.65N·MTo=28.65N·M
1轴:
1轴即减速器高速轴,动力从0轴到此轴经
历带传动和一对滚动轴承传动,故发生二次功率损
耗,计算效率时都要计入,查表2-11-1,带传动的
效率η1=0.95,一对滚动轴承的传动效率η2=0.99,
则:
η12=η1×η2=0.95×0.99=0.94
P1=P0×η12=2.88×0.94=2.71kwP1=2.71kw
n1=no/n01=960/2.5=384r/minn1=384r/min
T1=9550P1/n1=9550×2.71/384=67.40N·MT1=67.40N·M
2轴:
2轴即减速器低速轴,动力从1轴到此轴经历
一对滚动轴承传动和一对齿轮啮合,故发生二次功
率损耗,计算效率时都要计入,查表2-11-1,一对
滚动轴承的传动效率η2=0.99,,闭式齿轮传动的效率
η3=0.97(暂且定为齿轮精度为8级),则
η23=η2×η3=0.99×0.97=0.96
P2=P1×η23=2.71×0.96=2.60kwP2=2.60kw
n2=n1/n12=384/4.02=95.52r/minn2=95.52r/min
T2=9550P2/n2=9550×2.60/95.52=259.95N·MT2=259.95N·M
3轴:
3轴即传动滚筒轴,动力从2轴到此轴经历
弹性联轴器传动,其传动比为1,查表2-11-1,弹
性联轴器的传动效率η4=0.99,故发生一次功率损
耗,计算效率时都要计入,则:
η4=0.99
P3=P2×η4=2.60×0.99=2.57kwP3=2.57kw
n3=n2/n23=95.52/1=95.52r/minn3=95.52r/min
T3=9550P3/n3=9550×2.57/95.52T3=256.95N·M
=256.95N·M
将以上计算结果汇总于如下表所示,以便设计计算
是差用:
轴序号
功率P/KW
转速n/(r/min)
转矩T/(N·M)
0
2.88
960
28.6
1
2.71
384
67.40
2
2.60
95.52
259.95
3
2.57
95.52
256.95
传动形式
传动比
效率η
带传动
2.5
0.94
闭式齿轮传动
4.02
0.96
弹性联轴器
1
0.99
四、传动零件的设计计算
4.1、V带传动的设计机算:
1、确定计算功率Pc:
由表8.21查得KA=1.3,则
Pc=KAP=1.3×3.0=3.9KWPc=3.9KW
2、选取普通V带型号
根据Pc=3.9KW、n1=no=960r/min,由图
8.12选用A型普通V带
3、确定带轮基准直径dd1.dd2
根据表8.6和图8.13选取dd1=100mm、且
dd1=100mm>dmin=75mm
大带轮的直径为:
dd2=n1dd1/n2=960×100/400=240mm
按表查8.3取标准值,dd2=236mm,则实际转
动比i、从动轮的实际转速分别为
i=dd2/dd1=236/100=2.36
n2=n1/i=960/2.36=406.78r/min
从动轮的转速的误差率为:
406.78—400/400×100%=1.7%
在-5%到+5%以内,为允许值。
4、验算带速V
V=兀dd1n1/60×1000
=兀×100×960/60×1000m/s=5.024m/s
带速在5m/s到25m/s的范围内。
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距ao=1500
由式(8.15),得
L0=2ao+兀/2(dd1+dd2)+(dd2—dd1)2/4ao
=[2×1500+兀/2(100+236)+(236—100)2/4×1500]mm
=3530.60mm
由表8.4选取基准长度Ld=3550mm
由式(8.16),得实际中心距a为:
a≈ao+(Ld—L0)/2
=1500+(3550—3530.60)/2mm
=1509.70mm
中心距的变动范围为:
amin=a—0.015Ld
=1509.70—0.015×3550mm=1456.45mm
amax=a+0.03Ld
=1509.70+0.03×3550mm=1616.20mm
6、校验小带轮的包角ɑ1
ɑ1=180º—(dd2—dd1)×57.3º/a
=180º—(236—100)×57.3º/1509.70
=174.84º>120º
7、确定V带的根数Z
Z≥Pc/[(Po+ΔPo)KɑKL]
根据dd1=100mm,n1=960r/min,查表8.10,
用内插法得:
Po=0.83+(0.97—0.83)(960—800)/(980—800)
=0.95KW
由式(8.11)得,功率增量ΔPo为:
ΔPo=Kbn1(1—1/Ki)
由表8.18查得Kb=1.0275/1000
根据传动比i=2.36,查表8.19得Ki=1.1373,则
ΔPo=1.0275×960×(1—1/1.1373)/1000
=0.1191KW
由表8.4查得带长度修正系数KL=1.17,由图
8.11查得包角系数Kɑ=0.98,得普通V带根数:
Z=3.9/[(0.95+0.12)×0.98×1.17]根
=3.18根
圆整得Z=4根
8、求初拉力FO及带轮轴上的压力FQ
由表8.6查得A型普通V带的每米长质量
q=0.10kg/m,
根据式(8.19)得单根V带的初拉力为:
FO=[500Pc(2.5-Kɑ)/KɑZV)]+Qv2
=[500×3.9×(2.5-0.98))]/(0.98×4×5.024)+0.10×5.0242N
=153.02N
由式8.20可得,作用在轴上的压力FQ为:
FQ=2FOZsin(ɑ1/2)
=2×153.02×4×sin(174.84/2)=1222.92N
9、带轮的结构设计
10、设计结果
选用4根A-3550GB11544-89V带,中心距
a=1509.70mm,带轮直径dd1=100mm,
dd2=236mm,轴上压力FQ=1222.92N
4.2、减速箱内的圆柱齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮的材料及精度等级
小齿轮选用45钢调质,硬度为从220HBS到
250HBS;大齿轮选用45钢正火,硬度为从
170HBS到210HBS.因为是普通减速器、
由表10.21选8级精度,要求齿面粗糙度
Ra≤3.2~6.3μm
2、按齿面接触疲劳强度设计
因为两齿轮均为钢质齿轮,
1)、转矩T
T=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.71/384
=67397N·MM=0.67×105N·MM
2)、载荷系数K
K=1.1
3)、齿数Z和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数Z取为40,则大齿轮的齿数Z=100。
因为单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软
齿面,由表10.20选取ψd=1。
4)、许用接触应力[бH]
由表10.24查得
бHlim1=560Mpa,бHlim2=530Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×384×1×10×52×40×2=9.58×108
N2=N1/i=9.58×108/4.02=2.38×108
查图10.27得,ZNT1=1,ZNT2=1.06
则可得:
[бH]1=ZNT1бHlim1/SH=1×560/1Mpa=560Mpa
[бH]2=ZNT2бHlim2/SH=1.06×530/1Mpa=562Mpa
故:
d1≥76.43{KT(u+1)/ψdu[бH]2}1/3
=76.43{1.1×0.67×105×5/1×4×5602}1/3
=51.01mm
m=d1/Z1=51.01/25mm=2.04mm
由表10.3取标准模数m=2mm.
3、主要尺寸的计算
d1=mZ1=2×25mm=50mm
d2=mZ2=2×100mm=200mm
b=ψdd1=1×50mm=50mm
即:
b2=50mm
b1=b2+5=55mm
a=m(Z1+Z2)/2=2×(25+100)/2=125mm
4、按齿根弯曲疲劳强度校核
由式10.24得出бF≤[бF],则校核合格
确定有关的系数与参数:
(1)、齿形系数YF
由表10.13得,YF1=2.41,YF2=2.18
(2)、应力修正系数YS
由表10.14得,YS1=1.67,YS2=1.80
(3)、许用弯曲应力[бF]
由图10.25得,бFlim1=210MpaбFlim2=190Mpa
由表10.10得,SF=1.3
由图10.26得,YNT1=YNT2=1
由式10.14,可得
[бF]1=YNT1бFlim1/SF=210/1.3Mpa=162Mpa
[бF]2=YNT2бFlim2/SF=190/1.3Mpa=146Mpa
故:
бF1=2KT1YFYS/bm2Z1
=2×1.1×0.67×105×2.41×1.67/50×22×25
=118.65Mpa<[бF]1=162Mpa
бF2=бF1YF2YS2/YF1YS1
=118.65×2.18×1.80/2.41×1.67Mpa
=115.68Mpa<[бF]2=146Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
5、验算齿轮的圆周速度V
V=兀d1n1/60×1000
=兀×50×384/60×1000m/s
=1.0048m/s
由表10.22可知,选9级精度是合适的。
6、几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。
五、轴的设计计算
5.1、减速器高速轴的设计
1、选择轴的材料
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率,对
材料无特殊要求,故:
选用45钢并经调质处理。
由表14.4查得强度极限бB=650Mpa,再由表14.2
得,弯曲应力[б-1b]=60Mpa.
2、按转矩初步估算轴伸直径:
根据表14.1得,C=107~118,又由式14.2得
D≥C(P/n)1/3=(107~118)(2.71/384)1/3
=20.33mm~22.42mm
考虑到轴的最小直径处要安装V带传动装置,会
有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为
20.94mm~23.54mm,由设计手册
取标准直径为:
d3=23mm
3、设计轴的结构,初选滚动轴承:
由于设计的是单级齿轮传动减速器,可将齿轮
布置在箱体内部的中央,将轴承对称安装在齿轮的
两侧,轴的外伸端安装V带传动装置。
1)、确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构和形状,必须先确定轴上零件的
装配顺序和固定方式参考书中的图,确定轴承从
轴的左端装入,齿轮的右端用轴肩定位,右端用
套筒定位,这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全
确定。
齿轮的周向固定固定采用平键连接,轴承
对称地安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,周
向采用过盈配合固定。
2)、确定各轴端的直径
如下图所示,轴段(外伸端)直径最小,
d1=23mm;考虑到要对安装在轴段上的V带传动
装置进行定位,轴段上应有轴肩,同时,为能
很顺利地在轴段上安装轴承,轴段必须满足轴承
内径的标准,故取轴段②的直径d2=35mm;用相
同的方法确定轴段③、④的直径d3=40mm、
d4=50mm;为了便于拆卸轴承,可以查出6208
型滚动轴承的安装高度为3.5mm,取d5=42mm.
4、求小齿轮上的作用力
小齿轮上的圆周力:
Ft1=2T1/d3=2×67.40/0.023N=5860NFt1=5860N
小齿轮上的径向力:
Fr1=Ft1×tanɑ=5860×0.36N=2109.6NFr1=2109.6N
5.1、减速器低速轴的设计
1、选择轴的材料
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率,对
材料无特殊要求,故:
选用45钢并经调质处理。
由表14.4查得,强度极限бB=650Mpa,再由表
14.2得,弯曲应力[б-1b]=60Mpa.
2、按转矩初步估算轴伸直径:
根据表14.1得,C=107~118,又由式14.2得
D≥C(P/n)1/3=(107~118)(2.60/95.52)1/3
=32.5mm~35.9mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存
在,故
将估算直径加大3%~5%,取为
33.58mm~37.41mm,由设计手册取标准直径为:
D4=35mm
3、选择联轴器,设计轴的结构,初选滚动轴承:
由于设计的是单级齿轮传动减速器,可将齿轮布
置在箱体内部的中央,将轴承对称安装在齿轮的
两侧,轴的外伸端安装V带传动装置。
1)、确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构和形状,必须先确定轴上零件的
装配顺序和固定方式参考书中的图,确定轴承从
轴的左端装入,齿轮的右端用轴肩定位,右端用
套筒定位,这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全
确定。
齿轮的周向固定固定采用平键连接,轴承
对称地安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,
周向采用过盈配合固定。
2)、确定各轴端的直径
如下图所示,轴段①(外伸端)直径最小,
d1=35mm;考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进
行定位,轴段②上应有轴肩,同时为能很顺利地
在轴段②上安装轴承,轴段②必须满足轴承内径
的标准,故取轴段②的直径d2=40mm;
用相同的方法确定轴段③、④的直径d3=45mm、
d4=55mm;为了便于拆卸左轴承,可以查出6208
型滚动轴承的安装高度为3.5mm,取d5=47mm.
3)、确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为60mm,为保证齿轮固定可靠,轴
段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度,取为58mm,
为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与
箱体内壁间应留有一定的间距,取该间距为
15mm;为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承
宽度为18mm),并且考虑轴承的润滑,取轴承端
面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段④的长度
取为20mm,轴承支点距离L=118mm;根据箱体
结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求,取
L1=75mm;查阅有关联轴器手册取L11=70mm,在
轴段①、③上分别加工出键槽,使两键槽处于轴
的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮毂宽
度小约5~10mm,键槽的宽度按轴段直径查手
册得到。
4)、选择联轴器:
T2为联轴器所传递的标准扭矩:
T2=9550P2/n2=9550×2.60/95.52
=259.95N·M
根据传动装置的工作条件拟用弹性柱销联轴器,
计算转矩
TC=TAT=1.3×259.95N·M=337.93N·M
TA为工作情况系数,通过查表可得,TA=1.3
从表2-14-1,查得LH3号联轴器不仅可以满足转
矩要求(Tn=630N·M>TC),而且其轴孔直径
d=32~40mm,也能满足联轴器轴径的要求,因此,
我选用LH3号联轴器。
4、轴的计算简图如下所示
1)、求垂直面内的支承反力,并且画出垂直面内的
弯矩图。
T2为减速器低速轴所传递的标准扭矩:
T2=9550P2/n2=9550×2.60/95.52=259.95N·M
小齿轮上的圆周力:
Ft2=2T2/d1=2×259.95/0.045N=11553N
小齿轮上的径向力:
Fr2=Ft2×tanɑ=14854×0.364N=4205.4N
支点反力为:
FHA=FHB=Ft2/2=11553/2N=5776.5N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为:
MHⅠ=5776.5×118/2N·mm
=340813.5N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为:
MHⅡ=5776.5×29N·mm=167518.5N·mm
2)、求垂直面内的支承反力,并且画出水平面内的
弯矩图。
支点反力为:
FVA=FVB=Fr2/2=4205.4/2N=2102.7N
Ⅰ-Ⅰ截面左侧处的弯矩为:
MHⅠ左=FVAL/2=2102.7×118/2N·mm
=124059.3N·mm
Ⅰ-Ⅰ截面右侧处的弯矩为:
MHⅠ右=FVBL/2=2102.7×118/2N·mm
=124059.3N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为:
MVⅡ=29FVB=29×2102.7N·mm
=60978.3N·mm
4)、作合成弯矩图
M=(M2H+M2V)1/2
Ⅰ-Ⅰ截面
MⅠ左=MⅠ右=(M2VⅠ左+M2HⅠ)1/2
=(124059.32+340813.52)1/2N·mm
=362690.6N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面
MⅡ=(M2HⅡ+M2VⅡ)1/2
=(167518.52+60978.32)1/2N·mm
=178271.7N·mm
5)、作转距图
T2=9550P2/n2
=9550×2.60/95.52=259.95N·m
6)、求当量弯矩
因为减速器是单向运转,故可以认为转矩为脉动
循环变化,修正系数ɑ=0.6
Ⅰ-Ⅰ截面
MeⅠ=[M2Ⅰ右+(ɑT)2]1/2
=[362690.62+(0.6×259950)2]1/2N·mm
=394804.6N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面
MeⅡ=[M2Ⅱ+(ɑT)2]1/2
=[178271.72+(0.6×259950)2]1/2N·mm
=236869.6N·mm
6)、确定危险截面及校核强度,
由图,可知,截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,
但弯矩MeⅠ>MeⅡ,而且轴上还有键槽,故截面
Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面。
但由于轴径d3>d2,
故也应该对截面Ⅱ-Ⅱ
进行校核。
Ⅰ-Ⅰ截面
бeⅠ=MeⅠ/W
=394804.6/0.1d33
=394804.6/0.1×453MPa
=43.33MPa
Ⅱ-Ⅱ截面
бeⅠ=MeⅠ/W
=236869.6/0.1d23
=236869.6/0.1×403MPa
=37.01MPa
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