减速器设计说明书.docx
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减速器设计说明书
一、设计任务书
1.1初始数据
设计带式运输机的传动装置,连续单向运转,工作中有轻微震动,空载启动,运输带允许误差为5%。
工作年限:
8年,每天工作班制:
1班制,每年工作天数:
300天,每天工作小时数:
8小时。
三相交流电源,电压380/220V。
运输带拉力F(N)
1750
运输带工作速度V(m/s)
0.75
卷筒直径D(mm)
300
1.2设计步骤
二、传动装置总体设计方案
2.1传动方案特点
1.组成:
传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,V带具有缓冲吸振能力,将V带设置在高速级。
选择Vdai传动和二级圆柱齿轮减速器。
2.2计算传动装置总效率
Vdai效率:
球轴承(每对):
(共四对,三对减速器轴承,一对卷筒轴承)
圆柱齿轮传动:
(精度7级)
弹性联轴器:
(1个)
传动卷筒效率:
电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:
(存在问题)
三、电动机的选择
3.1电动机的选择
工作机的功率pw:
Pw=
1750×0.75/1000=1.31KW
电动机所需工作功率为:
Pd=
1.31/0.842=1.56KW
工作机的转速为:
nw=
60×1000×0.75/(π×300)=47.77r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i0=2~4,二级圆柱轮减速器传动比i=9~25,则总传动比合理范围为ia=18~100,电动机转速的可选范围为nd=ia×nw=(18~100)×47.77=859.86~4777r/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Y100L1-4的三相异步电动机,额定功率为2.2,满载转速nm=1420r/min,同步转速1500。
电动机主要外形尺寸:
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
(一)确定传动比
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
=nm/nw=1420/47.77=29.73
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取
0=2,则减速器的传动比为:
=29.73/2=14.86
(二)分配减速器的各级传动比
由于减速箱是展开布置,所以
,取高速级传动比
,由
得低速级传动比为
(14.86/1.4)1/2=3.26。
从而高速级传动比为
1.4×3.26=4.56。
表4-1(传动比分配)
总传动比
电机满载转速
高速轴-中速轴
中速轴-低速轴
卷筒转速
14.86
1420r/min
=4.56
=3.26
47.77r/min
四、计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
高速轴:
n1=nm/i0=1420/2=710r/min
中速轴:
n2=n1/i12=710/4.56=155.7r/min
低速轴:
n3=n3/i23=155.7/3.26=47.76r/min
工作机轴:
n4=n3=47.76r/min
(2)各轴高速功率:
高速轴:
P1=Pd×η1=1.56×0.96=1.5KW
中速轴:
P2=P1×η2⋅η3=1.5×0.99×0.98=1.46KW
低速轴:
P3=P1×η2⋅η3=1.46×0.99×0.98=1.42KW
工作机轴:
P4=P3×η2×η4=1.42×0.99×0.99=1.39KW
(3)各轴高速转矩:
高速轴:
T1=9550×
=9550×1.5/710=20.18N·m
中速轴:
T2=9550×
=9550×1.46/155.7=89.55N·m
低速轴:
T3=9550×
=9550×1.42/47.76=283.94N·m
工作机轴:
T4=9550×
=9550×1.39/47.76=277.94N·m
轴名称
功率(KW)
转速(r/min)
转矩(N·m)
高速轴
1.5
710
20.18
中速轴
1.46
155.7
89.55
低速轴
1.42
47.76
283.94
卷筒轴
1.39
47.76
277.94
五、V带的设计
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1,故
Pca=KAPd=1.1×1.56kW=1.72kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1)初选小带轮的基准直径dd1。
由表取小带轮的基准直径dd1=100mm。
2)验算带速v。
按课本公式验算带的速度
V=
×100×1420/(60×1000)=7.43m/s
因为5m/s 3)计算大带轮的基准直径。 根据课本公式,计算大带轮的基准直径 dd2=i0dd1=2×100=200mm 根据课本查表,取标准值为dd2=200mm。 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)根据课本公式,初定中心距a0=400mm。 2)由课本公式计算带所需的基准长度 Ld0≈ 2×400+ ×(100+200)/2+(200-100)2/(4×400)≈1277.25mm 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 3)按课本公式计算实际中心距a0。 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=400+(1430-1277.25)/2mm≈476.38mm 按课本公式,中心距变化范围为454.93 519.28mm。 5.验算小带轮上的包角α1 α1≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a =180°-(200-100)×57.3°/476.38≈167.97°>120° 6.计算带的根数z 1)计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=100mm和nm=1420r/min,查表得P0=0.67kW。 根据nm=1420r/min,i0=2和A型带,查表得 P0=0.17kW。 查表得K=0.95,查表得KL=0.99,于是 Pr=(P0+P0)KKL=(0.67+0.17)×0.95×0.99kW=0.77kW 2)计算V带的根数z z=Pca/Pr=1.72/0.77=2.22 取3根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 F0= =500×(2.5-0.95)×1.72/(0.95×3×7.43)+0.105×7.432=70.93N 8.计算压轴力FP FP=2zF0sin(α1/2)=2×3×70.93×sin(167.97/2)=423.2N 9.主要设计结论 带型 A型 根数 3根 小带轮基准直径dd1 100mm 大带轮基准直径dd2 200mm V带中心距a 476.38mm 带基准长度Ld 1430mm 小带轮包角α1 167.97° 带速 7.43m/s 单根V带初拉力F0 70.93N 压轴力Fp 423.2N 6、齿轮传动的设计 6.1高速级齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 (1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。 (2)一般工作机器,选用7级精度。 (3)选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=103,则齿数比(即实际传动比)为 103/22=4.68与原要求仅(4.68-4.56)/4.56×100%=2.63%±≤5%故可以满足要求。 (4)压力角α=20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式试算小齿轮分度圆直径,即 1)确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩 T1=9550× =9550×1.5/710=20.18N/m ③选取齿宽系数φd=1.136。 ④由图查取区域系数ZH=2.46。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[σH] 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。 计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数: N1=60nkth=60×710×1×1×8×300×8=0.82×109 大齿轮应力循环次数: N2=60nkth=N1/u=0.82×109/4.68=1.8×108 查取接触疲劳寿命系数: KHN1=0.988、KHN2=0.997。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [σH]1= = =593MPa [σH]2= = =549MPa 取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 [σH]=[σH]2=549MPa 2)试算小齿轮分度圆直径 =39.29mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v= =π×39.29×710/(60×1000)=1.46m/s ②齿宽b b= =1.136×44=49.98取50mm(存在问题) 2)计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA=1。 ②由图查得动载系数KV=1.343。 ③齿轮的圆周力 Ft1=2T1/d1=2×1000×20.18/44=917.27N 查表得齿间载荷分配系数KHα=1。 查表得齿向载荷分配系数KHβ=1.355。 则载荷系数为: KH=KAKVKHαKHβ=1×1.343×1×1.355=1.82 3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1= =39.29× =39.29×1.12=44mm 及相应的齿轮模数 m=d1/z1=44/22=2mm模数取为标准值m=2mm。 3.几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z1×m=22×2=44mm d2=z2×m=103×2=206mm (2)计算中心距 a= =(22×103)×2/2=125mm 中心距圆整为a=125mm。 (3)计算齿轮宽度 b= =50mm 取b1=b2+(5~10)=56mm、b2=50mm。 齿轮 压力 角 模数 中心 距 齿数 比 齿数 分度圆 直径 齿宽 小齿轮 20° 2 125 4.69 22 44 56 大齿轮 103 206 50 4.校核齿根弯曲疲劳强度 (1)齿根弯曲疲劳强度条件 σF= ≤[σF] 1)K、T、m、和d1同前 齿宽b=b2=50mm 齿形系数YFa和应力修正系数YSa 查表得: YFa1=2.11YFa2=2.05 YSa1=1.85YSa2=1.93 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84、KFN2=0.86 取安全系数S=1.4,得 [σF]1= = =300MPa [σF]2= = =233.43MPa σF1= =2×2.028×20.18×1000×2.11×1.85/(1.136×23×222) =72.63MPa≤[σF]1 σF2= =2×2.028×20.18×1000×2.05×1.93/(1.136×23×222) =73.62MPa≤[σF]2(存在问题) 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.2低速级齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 (1)选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度为240HBS。 (2)一般工作机器,选用7级精度。 (3)选小齿轮齿数z3=26,大齿轮齿数z4=87,则齿数比(即实际传动比)为 87/26=3.35与原要求仅(3.35-3.26)/3.26×100%=2.76±≤5%故可以满足要求。 (4)压力角α=20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 (1)由式试算小齿轮分度圆直径,即 1)确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩 T2=9550× =9550×1.46/155.7=89.55N/m ③选取齿宽系数φd=0.87。 ④由图查取区域系数ZH=2.5。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[σH] 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。 计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数: N3=60nkth=60×155.7×1×1×8×300×8=0.18×109 大齿轮应力循环次数: N4=60nkth=N3/u=0.18×109/3.35=0.53×108 查取接触疲劳寿命系数: KHN1=0.988、KHN2=0.997。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: [σH]1= = =593MPa [σH]2= = =549MPa 取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 [σH]=[σH]2=549MPa 2)试算小齿轮分度圆直径 =70.27mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v v= =π×70.27×155.7/(60×1000)=0.57m/s ②齿宽b b= =0.87×78=68mm 2)计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA=1。 ②由图查得动载系数KV=1.344。 ③齿轮的圆周力 Ft2=2T2/d3=2×1000×89.55/78=2296.15N 查表得齿间载荷分配系数KHα=1。 查表得齿向载荷分配系数KHβ=1.318。 则载荷系数为: KH=KAKVKHαKHβ=1×1.344×1×1.318=1.771 3)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d3= =70.27× =70.27×1.11=78mm 及相应的齿轮模数 m=d3/z3=78/26=3mm模数取为标准值m=3mm。 3.几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆直径 d3=z1×m=26×3=78mm d4=z2×m=87×3=261mm (2)计算中心距 a= =(26+87)×3/2=169.5mm 中心距圆整为a=169.5mm。 (3)计算齿轮宽度 b= =68mm 取b3=b4+(5~10)=76mm、b4=68mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 (1)齿根弯曲疲劳强度条件 σF= ≤[σF] 2)K、T、m、和d1同前 齿宽b=b2=68mm 齿形系数YFa和应力修正系数YSa 查表得: YFa1=2.11YFa2=2.05 YSa1=1.85YSa2=1.93 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84、KFN2=0.86 取安全系数S=1.4,得 [σF]1= = =300MPa [σF]2= = =233.43MPa σF1= =2×2.028×89.55×1000×2.11×1.85×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262) =289.78MPa≤[σF]1 σF2= =2×2.028×89.55×1000×2.05×1.93×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262) =224.18MPa≤[σF]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7.1高速轴的设计 (1)确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr调质处理,按教材及轴的材质取A0=120,则得: 120×(1.5/710)1/3=15.39mm 由于轴上开了键槽,结合强度考虑此处轴颈加至少5%,取d1=19mm。 (2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 d1段直径和长度设计: 为了满足大带轮的轴向定位要求,d1轴段右端需制出一轴肩,故取d2段的 直径d2=22mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=19mm。 大带轮宽度B=40mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴端 面上,故I段的长度比大带轮宽度B短一些,现取L1=38mm,孔径d1=19mm。 d2段直径和长度设计 轴承靠轴肩轴向定位,按要求h>0.07d,取h=1.5mm则d2=22mm。 箱体设计 时的箱体壁距凸台外测的距离L=11.5mm,垫圈厚度 1=2mm,端盖厚度 2=13mm,伸进长度为32mm。 所以L2=45mm d3段直径和长度设计 d3与d7段的结构尺寸相同,是轴承位置d3=25mm,d3段口装有深沟球轴承,由于该轴,只受到径向力,综合价格和安装尺寸的误差考虑。 选用6305型号其尺寸为;D×P×d=62×17×25,轴段L3=23.5mm d4段直径和长度设计 由于该轴为齿轮轴设计,该段为过渡结构,则d4=32mm。 L4=83.5mm。 d5段直径和长度设计 小齿轮直径d5=48mm,L5=56mm d6段直径和长度设计 d6段的结构为过渡尺寸,没有实际意义,只是为了和轴承配合的面加工的时候分开,这段到时因为还需要套筒定位,因此我们这段的尺寸定为32mm,长度为4mm。 d7段直径和长度设计 d7段直径和长度设计同d3,d7=25mm,L7=26mm。 高速轴总长度为276mm。 轴段名称 1 2 3 4 5 6 7 长度(mm) 38 45 23.5 83.5 56 4 26 直径(mm) 19 22 25 32 48 32 25 7.2中速轴的设计 (1)确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为45钢调质,查教材以及结合轴的负荷取A0=118,则得 118×(1.46/155.7)1/3=30.14mm 由于轴上开了键槽,结合强度考虑此处轴颈加至少5%,dmin=35mm (2)根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度 初选滚动轴承。 因轴承只受径向力作用,故选用深沟球轴承,取 =35mm,则可选择深沟球轴承6307,其尺寸 D×P×d=80×21×35。 故 ,左端轴承采用轴肩进行轴向定位,故可取 ,可取 。 齿轮2的齿宽为76mm,则 ,齿轮3的齿宽为50mm,则可取 ,齿轮之间的距离c=4mm. 轴承的宽度为B=25mm,取齿轮距箱体内壁的距离 ,取轴承与箱体内壁距离 ,则 , 。 轴段名称 1 2 3 4 5 长度(mm) 34 76 4 50 37 直径(mm) 35 37 40 37 35 7.3低速轴的设计 (1)确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为45钢调质,查教材以及结合轴的负荷取A0=120,则得 120×(1.42/47.76)1/3=37.18mm 考虑到轴要置装耻轴器.会有键槽存在,放将估算直径加大 3%~5%,dmin=42mm (2)结构设计 d1段直径和长度设计 由于该段装有联轴器,联轴器的孔径应与轴径相适应,联轴器的计算转矩 Tca=KAT查书[1]表11则Tca=KAT=1.5×283.94=425.92N·m根据工作要求, 选用弹性柱销联轴器,型号为HL3半联轴器长度L=112mm(J型孔)与轴的 配合段长度L1=112mm为了保证轴端档圈固压半轴器,故轴长稍短一些,取 L1=84mm d2段直径和长度设计 由于联轴器左端需轴向定位,同时轴2段又是轴承位置,故h>0.07d1,取 h=2.5mm,则d2=45mm,L2=43mm。 d3段直径和长度设计 d3段口装有轴承,轴承位置d3=45mm,由于该轴只受到径向力,综合价格和安装尺寸的误差考虑。 选用深沟球轴承6209,其尺寸为;D×P×d=85×19×45,轴段L3=26mm d4段直径和长度设计 d4段为齿轮定位的轴肩位置,齿轮处的轴颈为51mm,按要求h>0.07d,取h=2mm,则d4=51mm。 L4=62mm d5段直径和长度设计 轴肩定位d5=59mm,L5=5mm。 d6段直径和长度设计 d6段为齿轮安装处的轴段,其直径大小为齿轮的孔的大小,齿轮的孔为 Φ47,因此此段轴的大小d4=47,其长度为齿轮的宽度,有计算出来的数据 可以知道,齿轮的宽度为68mm因此取L6=67mm d7段直径和长度设计 d7段为轴承位置,大小和轴3段一样,直径为45mm,选用深沟球轴承6209, 由于有轴套,因此轴6段的长度L6=37mm 所以低速轴的总长度为: L=L1+L2+L3+L4+L5+L6=324mm 综上可得轴的结构设计如下: 图5-8(低速轴结构图) 轴段 1 2 3 4 5 6 7 长度(mm) 84 43 26 62 5 67 37 直径(mm) 42 45 45 51 59 47 45 表5-3低速轴尺寸图 (3)低速轴的受力分析及校核 1)作轴的计算简图(见图a): 轴的受力分析 低速级大齿轮所受的圆周力 =2×283.94×1000/261=2175.79N 低速级大齿轮所受的径向力 2175.79×tg20°=791.92N 第一段轴的中点距左支点的距离L1=94.5mm 齿宽中点距左支点距离L2=117.5mm 齿宽中点距右支点距离L3=60.5mm 2)计算轴的支反力: 水平面支反力(见图b): (2175.79×60.5)/(117.5+60.5)=739.52N =2175.79-269.16=1906.63N 垂直面支反力(见图d): =(791.92×60.5)/(117.5+60.5) =269.16N 269.16-791.92=-522.76N 3)计算轴的
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