一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解.docx
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一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解
机械设计基础课程设计说明书
题目:
一级直齿圆柱齿轮减速器
系别:
XXX系
专业:
学生姓名:
学号:
指导教师:
职称:
二零一二年五月一日
第一部分课程设计任务书-------------------------------3
第二部分传动装置总体设计方案-------------------------3
第三部分电动机的选择--------------------------------4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数-----------------7
第五部分齿轮的设计----------------------------------8
第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17
第七部分键连接的选择及校核计算-----------------------20
第八部分减速器及其附件的设计-------------------------22
第九部分润滑与密封----------------------------------24
设计小结--------------------------------------------25
参考文献--------------------------------------------25
第一部分课程设计任务书
一、设计课题:
设计一用于带式运输机上的一级直齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限5年(250天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
二.设计要求:
1.减速器装配图一张(A1或A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
3.设计说明书一份。
三.设计步骤:
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.设计V带和带轮
6.齿轮的设计
7.滚动轴承和传动轴的设计
8.键联接设计
9.箱体结构设计
10.润滑密封设计
11.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。
其传动方案如下:
图一:
传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置的总效率a:
a=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。
第三部分电动机的选择
1电动机的选择
皮带速度v:
v=1.35m/s
工作机的功率pw:
pw=
2.11KW
电动机所需工作功率为:
pd=
2.48KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
103.2r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理范围为ia=6~24,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×24)×103.2=619.2~2476.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机,额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min,同步转速1500r/min。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比:
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=1430/103.2=13.9
(2)分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i0=3.5,则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.9/3.5=4
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
nI=nm/i0=1430/3.5=408.6r/min
nII=nI/i=408.6/4=102.2r/min
nIII=nII=102.2r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×=2.48×0.96=2.38KW
PII=PI×=2.38×0.98×0.97=2.26KW
PIII=PII×=2.26×0.98×0.99=2.19KW
则各轴的输出功率:
PI'=PI×0.98=2.33KW
PII'=PII×0.98=2.21KW
PIII'=PIII×0.98=2.15KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×i0×
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
16.6Nm
所以:
TI=Td×i0×=16.6×3.5×0.96=55.8Nm
TII=TI×i×=55.8×4×0.98×0.97=212.2Nm
TIII=TII×=212.2×0.98×0.99=205.9Nm
输出转矩为:
TI'=TI×0.98=54.7Nm
TII'=TII×0.98=208Nm
TIII'=TIII×0.98=201.8Nm
第五部分V带的设计
1选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc=KAPd=1.1×2.48=2.73KW
根据手册查得知其交点在A型交界线范围内,故选用A型V带。
2确定带轮的基准直径,并验算带速
取小带轮直径为d1=100mm,则:
d2=n1×d1×(1-)/n2=i0×d1×(1-)
=3.5×100×(1-0.02)=343mm
由手册选取d2=335mm。
带速验算:
V=nm×d1×π/(60×1000)
=1430×100×π/(60×1000)=7.48m/s
介于5~25m/s范围内,故合适。
3确定带长和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+335)≤a0≤2×(100+335)
304.5≤a0≤870
初定中心距a0=587.25mm,则带长为:
L0=2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
=2×587.25+π×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881mm
由表9-3选用Ld=1800mm,确定实际中心距为:
a=a0+(Ld-L0)/2=587.25+(1800-1881)/2=546.75mm
4验算小带轮上的包角:
=1800-(d2-d1)×57.30/a
=1800-(335-100)×57.30/546.75
=155.40>1200
5确定带的根数:
Z=Pc/((P0+P0)×KL×K
故要取Z=2根A型V带。
6计算轴上的压力:
由初拉力公式有:
F0=500×Pc×(2.5/K-1)/(Z×V)+q×V2
=500×2.73×(2.5/0.93-1)/(2×7.48)+0.10×7.482=159.6N
作用在轴上的压力:
FQ=2×Z×F0×sin(1/2)
=2×2×159.6×sin(155.4/2)=623.7N
第六部分齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1齿轮材料、热处理及精度:
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故选用一级圆柱直齿轮减速器,小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面。
材料:
小齿轮选用45号钢调质,齿面硬度为小齿轮:
250HBS。
大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为大齿轮:
200HBS。
取小齿齿数:
Z1=21,则:
Z2=i12×Z1=4×21=84取:
Z2=84
2初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计:
确定各参数的值:
1)试选Kt=1.2
2)T1=55.8Nm
3)选取齿宽系数d=1
4)由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5)由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5
6)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim1=610MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
Hlim2=560MPa。
7)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×408.6×1×5×250×2×8=4.9×108
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=4.9×108/4=1.23×108
8)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9,KHN2=0.92
9)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[H]1=
=0.9×610=549MPa
[H]2=
=0.92×560=515.2MPa
许用接触应力:
[H]=([H]1+[H]2)/2=(549+515.2)/2=532.1MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=65.2mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=
=
=3.1mm
取为标准值:
3mm。
2)中心距:
a=
=
=157.5mm
3)计算齿轮参数:
d1=Z1mn=21×3=63mm
d2=Z2mn=84×3=252mm
b=φd×d1=63mm
b圆整为整数为:
b=63mm。
4)计算圆周速度v:
v=
=
=1.35m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)由表8-3查得齿间载荷分配系数:
KH=1.1,KF=1.1;齿轮宽高比为:
=
=
=9.33
求得:
KH=1.09+0.26d2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×63=1.37
,由图8-12查得:
KF=1.34
2)K=KAKVKFKF=1×1.1×1.1×1.34=1.62
3)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.73YFa2=2.23
应力校正系数:
YSa1=1.57YSa2=1.77
4)由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为:
Flim1=245MPaFlim2=220MPa
5)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=4.9×108
大齿轮应力循环次数:
N2=1.23×108
6)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.85KFN2=0.89
7)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[F]1=
=
=160.2
[F]2=
=
=150.6
=
=0.02675
=
=0.02621
小齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
=
=2.22mm
2.22≤3所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d1=63mm
d2=252mm
b=d×d1=63mm
b圆整为整数为:
b=63mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=68mmb2=63mm
中心距:
a=157.5mm,模数:
m=3mm
第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计
1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1=2.38KWn1=408.6r/minT1=55.8Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=63mm
则:
Ft=
=
=1771.4N
Fr=Ft×tan
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计基础课程设计(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=20.2mm
显然,输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大4%,故选取:
d12=21mm。
带轮的宽度:
B=(Z-1)×e+2×f=(2-1)×18+2×8=34mm,为保证大带轮定位可靠取:
l12=32mm。
大带轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=26mm。
大带轮右端距箱体壁距离为20,取:
l23=35mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d78=30mm;因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6206型深沟球轴承,其尺寸为:
d×D×T=30×62×16mm,轴承右端采用挡油环定位,由轴承样本查得:
6206。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3mm,故取:
d45=d67=36mm,取:
l45=l67=5mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
由于:
d1≤2d56,所以小齿轮应该和输入轴制成一体,所以:
l56=68mm;则:
l34=T+s+a-l45=16+8+11-5=30mm
l78=T+s+a-l67=16+8+11+2-5=32mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm
带轮中点距左支点距离L1=(34/2+35+16/2)mm=60mm
齿宽中点距左支点距离L2=(68/2+30+5-16/2)mm=61mm
齿宽中点距右支点距离L3=(68/2+5+32-16/2)mm=63mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=900N
FNH2=
=
=871.4N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=-597.9N
FNV2=
=
=618.9N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=900×61Nmm=54900Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=623.7×60Nmm=37422Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-597.9×61Nmm=-36472Nmm
MV2=FNV2L3=618.9×63Nmm=38991Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M1=
=65911Nmm
M2=
=67337Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取=0.6,则有:
ca=
=
=
MPa
=3MPa≤[]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
II轴的设计
1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2:
P2=2.26KWn2=102.2r/minT2=212.2Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=252mm
则:
Ft=
=
=1684.1N
Fr=Ft×tan
3初步确定轴的最小直径:
先初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢(调质),根据《机械设计基础课程设计(第八版)》表15-3,取:
A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=31.4mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩:
Tca=KAT2,查《机械设计基础课程设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT2=1.2×212.2=254.6Nm
由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:
LT7型,其尺寸为:
内孔直径40mm,轴孔长度84mm,则:
d12=40mm,为保证联轴器定位可靠取:
l12=82mm。
半联轴器右端采用轴端挡圈定位,按轴径选用轴端挡圈直径为:
D=50mm,左端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=45mm。
4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。
为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承,其段满足轴承内径标准,故取:
d34=d67=50mm;因轴只受径载荷作用,查轴承样本选用:
6210型深沟球子轴承,其尺寸为:
d×D×T=50mm×90mm×20mm。
轴承端盖的总宽度为:
20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为:
l=20mm,l23=35mm。
齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。
取大齿轮的内径为:
d2=58mm,所以:
d45=58mm,为使齿轮定位可靠取:
l45=61mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度:
h≥0.07d=0.07×58=4.06mm,轴肩宽度:
b≥1.4h=1.4×4.06=0mm,所以:
d56=67mm,l56=6mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位,则:
l34=T+s+a+2.5+2=20+8+11+2.5+2=43.5mm
l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+20+8+11+2.5-6=37.5mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据6210深沟球轴承查手册得T=20mm
齿宽中点距左支点距离L2=(63/2-2+43.5+61-20/2)mm=124mm
齿宽中点距右支点距离L3=(63/2+6+37.5-20/2)mm=65mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=579.2N
FNH2=
=
=1104.9N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=210.8N
FNV2=
=
=402.2N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=579.2×124Nmm=71821Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV=FNV1L2=210.8×124Nmm=26139Nmm
分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。
截面C处的合成弯矩:
M=
=76430Nmm
作合成弯矩图(图f)。
4)作转矩图(图g)。
5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度:
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。
必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。
根据公式(14-4),取=0.6,则有:
ca=
=
=
MPa
=7.6MPa≤[]=60MPa
故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:
计算W时,忽略单键槽的影响)。
轴的弯扭受力图如下:
第八部分键联接的选择及校核计算
1输入轴键计算:
校核大带轮处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=6mm×6mm×28mm,接触长度:
l'=28-6=22mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[F]=0.25×6×22×21×120/1000=83.2Nm
T≥T1,故键满足强度要求。
2输出轴键计算:
(1)校核大齿轮处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=16mm×10mm×50mm,接触长度:
l'=50-16=34mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[F]=0.25×10×34×58×120/1000=591.6Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
(2)校核联轴器处的键连接:
该处选用普通平键尺寸为:
b×h×l=12mm×8mm×70mm,接触长度:
l'=70-12=58mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0.25hl'd[F]=0.25×8×58×40×120/1000=556.8Nm
T≥T2,故键满足强度要求。
第九部分轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命:
Lh=5×2×8×250=20000h
1输入轴的轴承设计计算:
(1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力,所以:
P=Fr=644.7N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=644.7×
=5084N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
6206轴承,Cr=19.5KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=1.13×106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2输出轴的轴承设计计算:
(1)初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力,所以:
P=Fr=613N
(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:
C=P
=613×
=3046N
(3)选择轴承型号:
查课本表11-5,选择:
6210轴承,Cr=35KN,由课本式11-3有:
Lh=
=
=3.04×107≥Lh
所以轴
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- 一级 圆柱齿轮 减速器 设计 说明书 分解