单级圆柱齿轮减速器设计书.docx
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单级圆柱齿轮减速器设计书
单级圆柱齿轮减速器设计书
一.任务设计书
题目A:
设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器的装置设计要求:
工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷轻微冲击使用年限:
五年生产批量:
小批量生产。
动力来源:
电力,三相交流(380/220)环境温度:
最高35摄氏度运输带速度允许误差:
±5%。
设计工作量:
1.减速器装配图一(A3)
2.零件工作图(从动轴,齿轮)
3.设计说明书一份
个人设计数据:
运输带的工作拉力F(N/m)=1900运输机带速V(m/s)=1.6滚筒直径D(mm)=400
已给方案
计算过程及其说明
计算结果
第部分
二.选择电动机
1传动装置的总效率:
n=1234式中:
!
为带的传动效率,取1=0.96;
2为两对滚动轴承的效率,取2=0.99;
3为一对圆柱齿轮的效率,取3=0.97;
4为弹性柱销联轴器的效率,取4=0.98;
5为运输滚筒的效率,取5=0.96。
所以。
传动装置的总效率
n=0.960.990.990.970.980.96=0.86
电动机所需要的功率:
p负=FV/1000=3.04(KW
P=p负/n-3.04=3.53KW
、0.86
pg电动机效率484.5%3.38p负(符合条件)
2.滚筒的转速计算
nw=nw601000v601000「6=76.4r/min
滚筒的转速:
3.14D3.14400
带传动的传动比围为i1[2,4];机械设计142页
nw=76.4r/min
一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2€[3,5];机械设计
第八版413页
总传动比的围为[6,20];
则电动机的转速围为[458.4,1528];
3.选择电动机的型号:
根据工作条件,选择一般用途的丫系列三相异步电动机,根据电动机所需的功率,并考虑电动机转速越高,总传动比越大,减速器的尺寸也相应的增大,所以选用Y112M1-6型
电动机。
额定功率4KVy满载转速960(r/min),额定转矩2.0(N/m),最大转矩2.0(N/m)
4.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
总传动比ib=n/nw=960/76.4=12.56
式中:
n为电动机满载转速;
nw为工作机轴转速。
取带的传动比为h=3,则减速器的传动比i2=ib/3=4.19
5.计算传动装置的运动和动力参数
6.计算各轴的转速。
I轴:
n1=n/i1=960/3=320r/min;
II轴:
n2=n1/4.19=76.4;r/min
滚筒轴:
n3=n2=76.4r/min
7.计算各轴的功率
I轴:
P1=P1=3.530.96=3.3888(Kw);
I轴P2=P123=3.38880.990.97=3.25(Kw);
滚筒轴的输入功率:
P3=P242=3.250.980.99=3.15(Kw)
8.
电动机选用:
Y112M1-6型
i1=3,
i2=4.19
n1=320r/min
n2=76.4;r/min
n3=76.4r/min
计算各轴的转矩
电动机轴的输出转转矩:
Ti=9550P/n=95503.53/960=35.12KN•m
I轴的转矩T2=Tiii12=35.1230.96
0.99=100.1KN•m
H轴的转矩T3=T2i22
3=100.14.190.990.97=402.8KN•m
第二部分传动部分的计算
三.带型零件设计
根据工作要求,选择V型带
1.计算功率:
Pea=KaP=1.24=4.8
Ka---工作情况系数,查表取值1.2;机械设计156页
p---电动机的额定功率
2.选择带型
根据Pea=4.8,n=960,可知选择A型;机械设计157页
由表8—6和表8—8取主动轮基准直径dd1=100mm
则从动轮的直径为dd2=300mm据表8—8,
取db2=315mm
3.验算带的速度
vdd丁二3,14100960=5.02m/s机械设计157页
601000601000
5.02m/s25m/sV带的速度合适
4.确定普通V带的基准长度和传动中心矩
V型带的功率:
Pea=4.8W
带速v=5.02m/s
根据0.7(ddi+dd2) 机械设计第八版152页a=500mm o 5.计算带所需的基准长度: Ldo2ao(ddidd2)/2(dd2ddi)/4a° 25003.14(100+315)/2+(315-100)2/4500=1674.7mm 机械设计158页由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm带轮的实际中 6.计算实际中心距a心距: a=563mm aa°(LdLJ/2=500(18001674.7)/2=563mm 机械设计第八版158页 验算小带轮上的包角 1 11800(dd2dd1)57.30/a=158.12。 90。 7.确定带的根数Z Z=Pca机械设计第八版158页 (P。 Wkki 由n=960r/min,dd1=100mn查表8—4a和表8—4b 得: p°=°.96,P0=°12 带的根数z: Z=5 查表8—5得: k0.949,查表8—2得: r1.01, 贝卩Z=Pca=4.8/(0.96+0.12)0.949 (P。 p°)kkl 1.01=4.637 取Z=5根 8.计算预紧力 主动轮: 腹板式 从动轮: 轮辐式 小齿轮的齿数为Z1=20,则大齿轮的齿数为 z2=84 F0500Pca(2.51)qv2机械设计158页 厂0VZkv 查表8-3得q=0.10(kg/m) 贝SF05004.8(-^1)0.105.022157.5N 5.0250.949 9.计算作用在轴上的压轴力 Fp2zF°sin(1/2)25157.5sin(158.12°/2)=1546.4N 机械设计第八版158页 4.带轮结构设计 带轮的材料采用HT150 主动轮基准直径dd1=100mm故米用腹板式(或实心式), 从动轮基准直径db2=315mm米用轮辐式。 5.齿轮的设计 1.选定齿轮的类型,精度等级,材料以及齿数; (1).按传动方案,选用斜齿圆柱齿轮传动; (2).减速器运输机为一般工作机器,工作速度不是太高, 所以选用7级精度(GB10095-88); (3).选择材料。 由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质),硬度为280HBS大齿轮的材料为45刚(调质),硬度为240HBS二者的材料硬度相差为40HBS (4).选小齿轮的齿数为乙=20,贝卩大齿轮的齿数为Z2 =204.19=84, (5)选取螺旋角。 初选螺旋角=14o 2.按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算,即 dlt丿肛手宀乙丘)机械设计第八版203页yduh 选用载荷系数K=1.6 t 计算小齿轮传递的转矩 T95.5105R/n11.011345105Ngmm 由表10-7选定齿轮的齿宽系数1;机械设计第八版 d 205页 1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 3.计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%安全系数S=1,得: K h1-^=540MPa K ―HNSlim2=522.5Mpa 机械设计第八版205页 由图10-30选取区域系数 zh=2.433 图10-26得 a1 0.74,a20.84,则 a1a21.58 J—540522.5MPa531.25MPa 22 4.计算 1)试算小齿轮分度圆的直径d1t,带入H中较小的值 圆周的速度 v=2.6778m/s di.{虹罟(ZhZ^=53.3mm \dUH (1)计算圆周的速度V d1tn1=3.1453.39602.6778(m/s) 601000601000 (2)计算齿宽b bd=153.3=53.3mm d1t (3)计算齿宽和齿高之比。 d 1t=2.665mm z1 齿高h 2.25m=2.252.665=5.996mm t =8.889 5.99625 计算纵向重合度0.318dz1tan0.318120tan14o1.586 (4)计算载荷系数。 根据V=2.678mm/s;7级精度,可查得动载系数k=1.1; v丿 齿轮kK=1.4; HF 可得使用系数kA=1;机械设计第八版193页 A 小齿轮相对支承非对称布置时,k=1.31; H 机械设计第八版196页 由b9.1,k=1.31可得K=1.35 hHF 故载荷系数KKKKK=11.11.41.312.03 AVHH (5)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。 d K =53.3 57.701mm (6)计算模数m。 d m一1COS=2.799;z 1 5.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式 2 m3张「罗(丫FaYSa);机械设计第八版201页IdZlF (1)确定公式各计算数值 1)计算载荷系数KKKKK= AV 11.11.41.352.08 2)根据纵向重合度1.586,从图10-28查得螺旋角影 响系数丫0.88。 3)计算当量齿数 Z1 Zv13 COS 21.89 Z2 Zv23 COS 91.95 查取齿形系数。 查得Y2.7 a1 机械设计第八版200页 4)查取应力校正系数。 查表可得丫S1=1.565 Sa1 Y2.22 a2 Sa2 =1.785 机械设计第八版200页 丫FaYsa F 计算大,小齿轮的 YY —Fa1Sa1=0.0139 F1 并加以比较。 YY —Fa2Sa2=0.0166 F2 12021.58 关,可取由弯曲强度算得的模数2.09 并就近圆整为标准值 m=2按接触强度计算得的分度圆直径 d1=57.701mm,算 出小齿轮数 d1cos57.701cos140 z127.99 m2 取Zi=28得大齿轮的 小齿轮齿数 Z1=28 大齿轮齿数 Z2=117 齿数Z=4.1928=117.29 2 取整Z2=117 大齿轮的数值大。 5)设计计算。 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免了浪费 6. 中心距a=150mm 几何尺寸的计算 (1)计算中心距 (Z1Z2)ma 2cos 149.73mm取整为150mm (2)修正螺旋角 arccos(ziZ2)m_arccos(28117)2=14o24' arccos—arccos=1424 2300 因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正。 (3)计算分度圆直径 d=Zim28o2'57.82mm 1coscos1424 d=Z2m117o2,241.6mm 2coscos1424 (4)计算齿轮的宽度 bd157.82=57.82mm取整B=60mm d1 六.轴的设计与校核 1.主动轴的计算。 (1)选择轴的材料 选取45钢,调制处理,参数如下: 硬度为HBS=220 抗拉强度极限(TB=650MPa 屈服强度极限(Ts=360MPa 弯曲疲劳极限(T-1=270MPa 剪切疲劳极限t-1=155MPa 许用弯应力[(T-1]=60MPa 2.初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知 n广320r/min;p1=3.389(KW);查表可取 Ao=115;机 械设计第八版370页表15-3 三.轴的机构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 =25 皿=30mm 如图(轴1),从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。 皿卫=dvii-viii=3 5mm dv-广40mm d=41mm IV-v (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d刑-广40mm 1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d,取d=25 17 mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上,故 I段的长度应比带轮的宽度略短一些,取带轮的宽度为80 mm现取li=77mm。 带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度h0.07d~0.1d, 117取h=2.5mm,贝卩d皿=30mm 轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取盖端的外端面与带轮的右端面间的距离I=25mm故取丨=45mm. 2.。 因为轴主要受径向力的作用,一般情况下受轴向力较 小的作用,故选用深沟球滚动轴承,由于轴35mm故轴承 的型号为6207,其尺寸为d35mmD72mm,B=17mm. 所以d皿卞=dvii-viii=35mm 3.取做成齿轮处的轴段V-W的直径dv辱=40mm 1v-w=58mm 取齿轮距箱体壁间距离a—10mm考虑到箱体的铸造误差, 4.在确定滚动轴承位置时,应距箱体壁段距离s, 取s—4mm贝卩iivv8mmdv=41mm dv-W=47mmd-皿=40mm 至此,已经初步确定了各轴段的长度和直径 (3)轴上零件的轴向定位 齿轮,带轮和轴的轴向定位均采用平键(详细的选择见后面的键的选择过程) (4)确定轴上的倒角和圆角尺寸 参考课本表15-2, 取轴端倒角为1X45°,各轴肩处的圆角半径R=1.2mm 四.危险截面的强度一主动轴的强度校核 (1)主动轴上的功率R=3.388kw,转矩Ti=100.1N•m转速m=320r/min (2)计算齿轮受力: 圆周力Ft二2Tl=2X100.1X1000/57.82=3462.4N d1 径向力FrFttann3462.4Xtan200=1301.1N coscos14.41 轴向力FaFttan=3462.4Xtan14.41°=889.6N 作主动轴受力简图 L=i1+12=69.5+55.5=125mm 1.求支反力: 7水平支反力: FhaFhb^34;2^1731.2" PH! F卩 -1J "JJ 垂直支反力 Fr丨2Fa d1 2=(1301.1X55.5+889.6X57.701/2)/125=7 83N F比 a —2=(1301.1X69.5-889.6X57.701/2)/125=51 8.1N2•作弯矩图。 水平弯矩MH图, MhcFHBl11731.2x69.5=120318.4N•mm •I fR1 ..“Milllllllll1 1血1111||": r1=.一 垂直面弯矩Mv图, C点左边Mvc=Fva12=78355.5=43456.5N-mm C点右边MVC=FVB11=518.169.5=36007.95N•mm 1 ■IJ\l '1•r ..irllllllllW\\\1IIl •Ir 1lllh 3.求合成弯矩M作出合成弯矩图, C点左边 MC二寸~~MCV120318.4243456.52127925.7N-mm C点右边 MC JJ” .HllllllllllllllIlliIlliIllillllllllllll .n-.ii "III,. IlMlllm =- 4.轴传递的转矩 T二Ftdi/2=3462.457.701/2=99891.9N•mm 5.危险截面的当量弯矩。 该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考 虑,取=0.6. C点左边 Me'=vMc(T)2=127925.72(0.699891.9)2=141269.9 N•mm C点右边 Me=JmC(T)2={125590.92(0.699891.9)2= 139159.2N•mm 6.计算危险截面的轴径。 由教材公式14-6 主动轴的轴距 符合要求 d3Me=.141269-9=28.6 \0.1[1b]、0.160 考虑到键槽对轴的削弱,d值增大5%d30.09mm而该危险截面的轴径为39mm符合要求。 二.从动轴的强度校核 (1)计算齿轮受力: 圆周力Ft=2T2/d2=2000X402.8/241.6=3334.4N 径向力FrFttann3334.4Xtan200=1253N coscos14.410 轴向力FaFttan=3334.4Xtan14.410=856.7N 作从动轴受力简图 L=l1+l2=69.5+55.5=125mm —|J -匚丫— H11 J. i—L T! *■ 1 7-' F— Fr 一Fj T 1.求支反力: 水平支反力: FHA Fhb=Ft二3334.4=1667.2N 22 垂直支反力: FVA F」2Fa2 L d2 =(1253x69.5+856.7x241.6/2)/125=1524 .6N Frll F归 —2=(1253x55.5-856.7x241.6/2)/125=271.6N FHi rHr fi绡 -4 ]Q! — 2.弯矩图。 水平弯矩Mh图, mhcfhbi21667.2x55.5=92529.6N•mm 」1•.・TI dilllllllllII ‘■Mii IIIlllllll[||inill. 「丨 1一 ■ 垂直面弯矩Mv图 C点左边: C点右边: Mvc=Fva11=1524.669.5=105959.7N mvc=Fvb12=271.655.5=15073.8N•mm 「illll1 -■-■'i L-1/,J.fJt\■n1*1 11lllllllllll 4i"0 — 'r— 3.求合成弯矩M作出合成弯矩图, C点左边: Mc=,mHcMv: 92529.62105959.72140674N-mm C点右边: MCMHCmVc92529.62150738293749.4N•mm _zCG/z1-i-1I .illllII1111llllllllllllllrun. 4.轴传递的转矩 T二Ftd2/2=3334.4241.6/2=281995.5N•mm 5.危险截面的当量弯矩。 该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取=06 C点左边 Me'=、.Mc2(T)21406742(0.6281995.5)2=220038.4N•m mm C点右边 Me=.MC(T)2=、93749.42(0.6281995.5)2=193433.9N- Jfi-J. 6.计算危险截面的轴径。 由教材公式14-6 Me d\0-1[1b 眾。 4=33-22mm 从动轴符合要求。 从动轴的轴距 符合要求 考虑到键槽对轴的削弱,d值增大5%d34.88mm 而该危险截面的轴径为39mm符合要求。 第二部分滚动轴承的选择及校核 因为轴主要受径向力的作用,一般情况受轴向较小的作用,故选用深沟球滚动轴承。 一.计算主动轴轴承, 输入轴轴承选择6207。 根据设计条件,轴承的预期寿命为: 16360528800h前面已算得径向负荷Fr=1301.1N, Fa=889.6N,n1=320r/min 查参考书《机械设计课程设计》表18—3得基本额定动负 荷 动载荷Cr=25.5kN静载荷C°r=15.2kN B=17mm,D=72mm,d=35mm Fa/Cor=889.6/(15.2X1000)=0.05852,取e=0.44,Y=1.0 (1)计算当量动负荷Pr 由教材《机械设计基础》中的公式16—4得PrXFrYFa F=889.6=0.68>e=0.44 Fr1301.1 由表16-11查得X=0.56 所以PrXFrYFa=0.56X1301.1+1.0X889.6=1618.2N 即轴承在Fr=1301.1N和Fa=889.6N作用下的使用寿 命, 相当于在纯径向载荷为1618.2N作用下的使用寿命。 (2)计算轴承寿命 主动轴轴承选 择6207 查教材表16—8各表16—9得: ft=1,fp=1.1. 对于球轴承,取=3 由参考书2中公式15-5得 106(ftCr 60nfppr 预期寿命为: 5年,两班制。 预期寿命足够 从动轴轴承选 择
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