同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计
目录
1任务书………………………………………………………1
2传动方案的拟定及说明……………………………………3
3电动机的选择………………………………………………3
4传动件设计计算……………………………………………5
5轴的设计计算………………………………………………7
6键连接的选择及校核计算…………………………………12
7连轴器的选择………………………………………………12
8减速器箱体的结构设计……………………………………14
9减速器附件的选择…………………………………………15
10润滑与密封………………………………………………16
11参考资料…………………………………………………16
1任务书
题目:
设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一.总体布置简图
二.工作情况:
单向运转,有轻微振动,经常满载空载启动,单班制工作,使用年限5年,输送带速度允许误差为±5%。
三.原始数据
输送带拉力 F/N:
1800
输送带速度V(m/s):
1.1
滚筒的直径D(mm):
350
四.设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算;
2.直齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
五.设计任务
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图各一张
3.设计说明书一份
六.设计进度
1、第一阶段:
总体计算和传动件参数计算
2、第二阶段:
轴与轴系零件的设计
3、第三阶段:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四阶段:
装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
2传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为:
展开式二级圆柱齿轮减速器。
本传动机构的特点是:
减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。
结构较复杂,轴向尺寸小。
3电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2.电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw
Pw=2.02kW
其中,平带传动的效率0.98
2)电动机的输出功率
Po=Pw/η
由[1]P134表10-1查得联轴器效率η=0.99,一对齿轮传动效率η=0.97,一对滚动轴承效率η=0.99,因此
η=0.9
Po=2.24kW
3.电动机转速的选择
Pm=(1~1.3)Po=2.24——2.912kW
Nw=60Vw/Πd=60.05r/min
根据[1]P13表3-2确定单级圆柱齿轮传动比i=3~5
则总传动比的范围i=9~25
电动机的转速范围应为n=540.45~1501.25r/min
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4.电动机型号的确定
综合考虑电动机和传动装置的情况后,根据[1]P223表10-110确定电动机的型号为Y132S-6。
额定功率为3kW,满载转速960r/min。
基本符合题目所需的要求。
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1.计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为:
i=nm/nw=960/60.57=15.99
2.合理分配各级传动比
I1=4.559
I2=3.507
各轴转速、输入功率、输入转矩
参数
轴名
电动机轴
I轴
II轴
III轴
滚筒轴
转速(r/min)
960
960
210.57
60.04
60.04
功率(kW)
3
2.97
2.85
2.74
2.69
转矩(N/m)
29.84
29.55
129.26
435.83
427.87
传动比i
1
4.559
3.507
1
效率
0.99
0.96
0.96
0.98
4传动件设计计算
1.选定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数热处理方式、确定许用应力。
1)直齿圆柱齿轮传动
2)材料及热处理;
选择小齿轮材料为45(正火),硬度为210HBS,大齿轮材料为45(正火),硬度为200HBS,二者材料硬度差为10HBS。
2)精度等级选用8级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=85的;
2.按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算
按[2]P130式(7—37)试算,即
1)确定公式内的各计算数值
(2)由图7-31选取区域系数ZH=2.5
(3)由表7-13选取尺宽系数ψd=0.7
(5)由表7-11查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(4)计算重合度εα
εα=1.88—3.2(1/z1+1/z2)=1.723
4
(6)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1=600MPa
[σH]2=550MPa
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
do≥
79.637=80mm
(2)计算圆周速度
V=0.88m/s
(3)计算齿宽b及模数m
b=φddo=0.7×80mm=56mm经圆整b=55mm
m=3.32经圆整m=3.5
h=2.25m=2.25×3mm=6.75mm
(5)计算载荷系数K
已知载荷有轻微振动,所以取KA=1.25[2]P129表7-10
根据v=0.88m/s,8级精度,由[2]P128图7-28查得动载系数KV=1.2;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同,
故Kβ=1.19
由[2]图7-30查得Kβ=1.19
由[2]图7-29查得Kα=1.25。
故载荷系数
K=KAKVKαKβ=1.25×1.2×1.25×1.19=2.23
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1=84mm
3.按齿根弯曲强度设计[2]P131式7-39
σF1=108.85≤210
σF2=103≤210
满足强度要求
4.几何尺寸计算
1)计算中心距
z1=24,z2=85
a=190.75mm
B1=60mm,B2=55mm
同理可得,高速齿轮的几何尺寸
z1=24,z2=110
m=2
a=134mm
B1=40mm,B2=35mm
5)结构设计
以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
5轴的设计计算
II轴:
1.初步确定轴的最小直径
d≥26.2mm
2.求作用在齿轮上的受力
Ft1=1174.9N
Fr1=427.6N
Ft2=3077N
Fr2=1120N
3.轴的结构设计
1)径向尺寸
d1、d7处与轴承内径相配合,为便于轴承安装,故取d1=d7=30mm,选定轴承型号为6306[1]P167表10-35。
d3、d5处与齿轮孔径相结合,为了便装配,按标准直径系列([2]P280表14-6)取d3=33.5mm,d5=40mm。
d4处为轴环,起定位作用,取d4=46mm。
d2、d6处安装套筒,以固定齿轮和轴承。
2)轴向尺寸
与齿轮相配合的轴段长度,略小于其轮毂宽度。
大、小齿轮的轮毂宽度均为B=(1.2~1.5)×30,取B=40mm,取轴段为L3=48,L5=43mm。
与轴承相配合的轴段L1、L7,轴承宽度为19mm,取挡油板为5mm,则L1=L7=19mm。
其他轴段长度与轴间配合有关,取L2=30mm,L6=10mm
4.求轴上的载荷
FH=503N
FV=2244N
5.求弯矩
大齿轮所在截面所受的水平弯矩等于:
MH=112.5x503=56587.5N*mm
大齿轮所在截面所受的垂直弯矩等于:
MV=112.5x2244=252450N*mm
合成弯矩:
=258714N*mm[2]P283
因为单相运转,转矩为脉动循环,α=0.6。
α*T=0.6x129243=77545.8N*mm
当量弯矩:
=270085.7N*mm
由[2]P280式14-4可知
da=31.42mm
dm=36.62mm
考虑键槽da=105%x31.42=32.99<33.5mm
dm=105%x36.62=38.451<40mm
强度满足
轴承的校核:
P1=2087.7N,P2=2251.98N
因为P1 查[2]P252表13-15 fp=1.1表13-14 ft=1 fp*P2/ft=1.1x2251.8/1=2477 根据P252式13-2计算 C=14101.2N<20800N,满足强度要求 I轴: 1.初步确定轴的最小直径 d≥16.03mm 2.求作用在齿轮上的受力 Ft1=1230,9N Fr1=448N 3.轴的结构设计 1)径向尺寸 从轴段d1=18mm开始 d2起固定作用,定位轴肩高度可在(0.07~0.1)d的范围内按经验选取,故d2=20.52~21.6,该直径处将安装密封毡圈,标准直径应取d2=20mm[2]P191表10-50,d3处与轴承内径相配合,为便于轴承安装,故取d3=d7=25mm,选定轴承型号为6005[1]P167表10-35。 d4处与齿轮孔径相结合,为了便装配,按标准直径系列([2]P280表14-6)取d4=28mm。 d5起固定作用,由h=(0.07~0.1)d=1.96~2.8mm,取h=2mm,d5=35mm。 d7与轴承配合,取d7=d3=25mm。 d6为轴承轴肩,取d6=30mm 2)轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度,略小于其轮毂宽度B=(1.2~1.5)=33.6~42mm,取B=40mm,取轴段L4=38mm.联轴器HL1的Y型轴孔B=30mm,取轴段长L1=28mm。 与轴承相配合的轴段L7,查轴承宽度为15mm,取挡油板为8mm,于是L7=15mm,L3=113mm 轴承端面与箱体内壁的距离Δ1与轴承润滑有关,取Δ1=5mm。 齿轮端面与箱体壁的距离Δ2=10~15mm。 分箱面宽与螺栓装拆空间有关,轴承盖螺钉至联轴器距离Δ3=10~15mm。 综合考虑取L2=55mm。 4.求轴上的载荷 FH=116.7N FV=320.6N 5.求弯矩 小齿轮截面所受的水平弯矩等于: MH=123.5x116.7=14412.5N*mm 小齿轮截面所受的垂直弯矩等于: MV=123.5x320.6=39594.1N*mm 合成弯矩: =42135.9N*mm 因为单相运转,转矩为脉动循环,α=0.6。 α*T=0.6X29542=17725.2N*mm 当量弯矩: =45712N*mm 由[2]P280式14-4可知 da=14.77mm dm=20.26mm 考虑键槽da=105%x14.77=15.5<18mm dm=105%x20.5=21.27<28mm 强度满足 轴承的校核: P1=331.3N,P2=968.8N 查[2]P252表13-15 fp=1.1表13-14 ft=1 fp*P2/ft=1.1x968.8/1=945 根据P252式13-2计算 C=10058N<10800N,满足强度要求 III轴: 1.初步确定轴的最小直径 d≥39.31mm 2.求作用在齿轮上的受力 Ft1=2929.6N Fr1=1066.4N 3.轴的结构设计 1)径向尺寸 从轴段d1=40mm开始 d2起固定作用,定位轴肩高度可在(0.07~0.1)d1的范围内按经验选取,故d2=45.6~48mm,该直径处将安装密封毡圈,标准直径应取d2=55mm[2]P191表10-50,d3处与轴承内径相配合,为便于轴承安装,故取d3=60mm,选定轴承型号为6012[1]P167表10-35。 d6处与齿轮孔径相结合,为了便装配,按标准直径系列([2]P280表14-6)取d4=71mm。 d5处为轴环,起定位作用,取d4=70mm。 d7与轴承配合,取d7=d3=60mm。 d6为轴承轴肩,取d5=80mm。 2)轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度,略小于其轮毂宽度B=(1.2~1.5)d=63.6~79.5mm,取B=86mm,取轴段L4=84mm.联轴器HL3的J型轴孔B=84mm,取轴段长L1=82mm。 与轴承相配合的轴段L7,查轴承宽度为19mm,取挡油板为20mm,于是L7=33mm 轴承端面与箱体内壁的距离Δ1与轴承润滑有关,取Δ1=5mm。 齿轮端面与箱体壁的距离Δ2=10~15mm。 分箱面宽与螺栓装拆空间有关,轴承盖螺钉至联轴器距离Δ3=10~15mm, 综合考虑取L2=55mm。 L3、L6的长度与其他轴的配合有关,分别取L3=38mm、L6=11.5mm。 轴环宽度L5=15.5mm。 4.求轴上的载荷 FH=572N FV=357.8N 5.求弯矩 大齿轮截面所受的水平弯矩等于: MH=88x572=50336N*mm 大齿轮截面所受的垂直弯矩等于: MV=88x1357.8=119486.4N*mm 合成弯矩: 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 。 =129656.13N*mm 因为单相运转,转矩为脉动循环,α=0.6。 α*T=0.6x435781=261469N*mm 当量弯矩: =291850.56N*mm 由[2]P280式14-4可知 da=36.23mm dm=58mm 考虑键槽da=105%X36.23=37.58<40mm dm=105%x58=60.9<71mm 强度满足 轴承的校核: P1=1572.2N,P2=1647.98N 查[2]P252表13-15 fp=1.1表13-14 ft=1 fp*P2/ft=1.1x1647.98/1=1812.8 根据P252式13-2计算 C=6791.9N<24500N,满足强度要求 6键连接的选择及校核计算 键的位置 b×h 所在轴 直径 工作长度 工作高度 转矩 极限应力 高速轴 齿轮 8X7 28 30 3.3 29.55 117 联轴器 6×6 18 23 2.8 29.55 56 中间轴 大齿轮 10×8 40 30 3.3 129.26 117 小齿轮 10×8 33.5 40 3.3 129.26 117 低速轴 齿轮 20X12 53 44 4.9 435.83 100 联轴器 14×9 60 72 3.8 435.83 95 所选键槽为A和C型键槽,由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为100~120MPa,所以上述键皆安全。 7连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为K=1.3, 计算名义转矩为Tc=K*T=28.47N/m 考虑电动机外伸轴径,选用弹性柱销联轴器HL1(GB5014—85) 其主要参数如下: 公称转矩160N/m 轴孔直径,18 轴孔长,30 ([2]P184表10-43)(GB5014—85) 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为K=1.3, 计算转矩为Tc=K*T=430.82N/m 所以选用凸缘联轴器YL10(GB5843—86) 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩630N/m 轴孔直径405mm 轴孔长,84mm ([2]P184表10-41)(GB5014—85) 8减速器箱体的结构设计 1、减速器箱体的结构: 铸造的卧式剖分箱体 2、轴承类型及润滑方式: 齿轮油润滑,轴承采用深沟球轴承,由于第二级级齿轮的圆周速度v<2m/s时,轴承采用脂润滑。 3、轴承盖的结构形式: 凸缘式轴承盖 4、轴承组合结构方案: 两端固定式 5、铸造减速器机体主要结构尺寸: [1]P23表5-1 机座壁厚: δ=8mm,机盖壁厚: δ1=8mm, 机座凸缘厚度: b=12mm,机盖凸缘厚度b1=12mm, 机座底凸缘厚度: b2=20mm,地脚螺钉直径: df=16mm, 地脚螺钉数目: n=6 轴承旁连接螺栓直径: d1=12mm,盖与座连接螺栓直径: d2=8mm, 连接螺栓间距: l≤150~200mm,轴承端盖螺钉直径: d3=8mm(6005),10mm(6005),10mm(6010) df,d1,d2至外和内机壁距离: Do=34mm,Ro=8mm,r=3mm, d1、d2至凸缘边缘距离: c1=22mm,c2=12mm, 轴承旁凸台半径R1=20mm,h待定, 大齿轮顶圆与内机壁距离: Δ1=9mm,齿轮端面与内机壁距离: Δ2=9mm, 机座肋厚: m1=8mm,机盖肋厚m=8mm, 9减速器附件的选择 窥视孔盖螺钉直径: d4=8mm,定位销直径: d=6mm, 通气器 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M14×1.5[1]P49表5-18 油面指示器 选用游标尺M12[1]P51表5-19 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳[1]P52表5-20 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M16×1.5[1]P48表5-17 10润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为40mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度太低(v<1.5~1.2m/s),所以采用润滑脂润滑。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整,采用毡圈式密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定。 [1]P191表10-50 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 11参考资料 [1]《机械设计基础课程设计》,中国矿业大学出版社,张建中主编,2006年9月第2版; [2]《机械设计基础》,中国矿业大学出版社,张建中主编,2006年1月第3版; 结果: Pw=2.02kW Pm=3kW Y132S-6 nm960r/min 结果: I=15.99 I1=4.559 I2=3.507 结果: [σH]1=600MPa[σH]2=550MPa 结果: V=0.88m/s 合适 b=55mm m=3.5 h=6.75mm σF1=108.85≤210 σF2=103≤210 满足强度要求 z1=24,z2=85 a=190.75mm B1=60mm,B2=55mm 高速齿轮的几何尺寸 z1=24,z2=110 m=2 a=134mmB1=40mm,B2=35mm 结果: Ft1=1174.9N Fr1=427.6N Ft2=3077N Fr2=1120N d1=d7=30mm d3=35.5mm d5=40mm d4=46mm L3=48mm, L5=43mm L1=L7=19mm L2=30mm, L6=10mm FH=503N FV=2244N 结果: MH=56587.5N*mm MV=252450N*mm M=258714N*mm M’=270085.7N*mm da=105%x31.42=32.99<33.5mm dm=105%x36.62 =38.451<40mm 强强度满足 C= 14101.2N<20800N满足强度要求 d≥16.03mm Ft1=1230.9N Fr1=448N 结果: d1=18mm d2=20mm d3=d7=25mm d4=28mm d5=35mm d6=30mm L4=38mm L1=28mm L2=55mm L7=15mm L3113mm FH=116.7N FV=320.6N MH=14412.5N*mm MV=39594.1N*mm M’=45712N*mm 结果: da=15.5<18mmdm=21.27<28mm 强度满足 C=10058N<210800N 满足强度要求 d≥39.31mm Ft1=2929.6N Fr1=1066.4N 结果: d1=40mm d2=55mm d3=60mm d4=70mm d5=80mm d7=d3=60mm d6=71mm L1=82mm L7=33mm L4=15.5mm L2=55mm L3=38mm L6=84mm L5=11.5mm FH=572N FV=357.8N MH=50336N*mm MV=119486.4N*mm M’=291850.56N*mm da=36.23<40mmdm=58<71mm 强度满足 结果: C=6791.9N<24500N 满足强度要求 结果: 弹性柱销联轴器HL1(GB5014—85) 凸缘联轴器YL10(GB5843—86) 结果: δ=8mm b2=20mm δ1=8mm b1=12mm df=16mm n=6 d1=12mm d2=8mm l≤150~200mm d3=8mm(6005)8mm(6005) 10mm(6010) Do=34mm Ro=8mm r=3mm c1=22mm c2=12mm R1=20mm Δ1=9mm Δ2=9mm m1=8mm m=8mm 结果: d4=8mm d=6mm 通气器 M14×1.5 油面指示器 M16 外六角油塞及垫片M16×1.5 附件图纸 装配图
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