用于带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器文档格式.docx
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2)传动部分设计计算
3)轴的设计
4)滚动轴承的选择
5)键和联轴器的选择与校核
6)装配图、零件图的绘制
7)设计计算说明书的编写
5■设计任务
1)减速器装配图一张(1号图幅)
2)零件工作图2张(3号图幅2张绘制输出轴及其上齿轮工作图各一张)
3)设计计算说明书一份
3.传动方案的拟定及说明
1.传动方案:
V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱
2.特点:
采用V带可起到过载保护作用;
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,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。
3.说明如下:
为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动方案可先由已知条件计算
一般常选用同步转速为1000r;
min或1500r,min的电动机作为原动机。
4.电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
Y132S-4系列三项异步电动机,它为卧室封闭结构。
2.电动机容量的选择
1)卷筒轴的输出功率
Pw
2T
21400门”
Fv
Pw=
v
D
二°
.35O=6kW
1000
按工作要求和工作条件,选用一般用途的
2)电动机输出功率Pd
Pd代
传动装置的总效率
式中1=0.955——V带传动效率;
2=0.9875——轴承传动效率(球轴承);
3=0.97――齿轮的传动效率,齿轮精度8级;
4=0.9925――弹性联轴器传动效率
5=0.955――卷筒轴滑动轴承的传动效率;
则=0.9550.987530.9720.99250.9550.82015
P6故Pdw7.3157kW0.82015
3)电动机额定功率Ped
查表,选取电动机额定功率Ped=7.5kW
3■电动机转速的选择
查表得V带传动常用传动比范围2〜4;
两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2'
=8〜60
则电动机转速可选范围为nd'
二nwi1'
i2655〜9827r/min
可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。
这里初选同步转速
分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较,如下表所示:
方
案
电动机型号
额定功率
(kW)
电动机转速(r/min)
电动机质量(kg)
传动装置的传动比
同步
满载
总传动比
V带传动
两级减速器
1
Y132M-4
7.5
1500
1440
81
34.468
2.5
13.787
Y160M-6
970
119
23.218
2.2
10.554
由表中数据可知两个方案均可行,但方案1的电动机质量较小,且比价低。
因此,采用方案1,选定电动机型号为Y132M-4。
3.电动机的技术数据和外形、安装尺寸
查表得出出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列表记录备份。
型号
额定功率
同步转速
满载转速
堵转转矩
最大转矩
(kw)
(r/min)
额定转矩
2.3
H
E
G
K
L
FXGD
质量(kg))
132
38
80
33
12
515
10X8
5.传动装置的运动和动力参数的计算
1■传动装置总传动比
inm
i
1440=35.168
nw40.9463
2■分配各级传动比
取V带传动的传动比h=2.5,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为:
135^=14.067
ii
i2=i3=3.75
所得i213符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围3■各轴转速
电动机轴为0轴,减速器高速轴为I轴,中速轴为n轴,低速轴为川轴,各轴转速为
n0=nm=1440r/min
no1440__c/.
ni576r/min
h2.5
n576.
nn153.6r/min
i23.75
nn153.6
n皿-40.96r/min
i33.75
4■各轴输入功率
按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率,即
P0=Ped二7.5kW
R二P°
1=7.50.955二7.1625kW
P-=R23=7.16250.98750.97=6.8608kW
P十P-23=6.86080.98750.97=6.5718kW
5■各轴转矩
P75
To=9550-°
=955049.74Nm
n01440
p71625
T=9550丄工9550118.75Nm
n576
Th=9550邑=95506.8608=426.57Nm
Pm6.5718
T皿=9550—=95501532.24Nm
n皿40.96
总结:
电动机轴
高速轴I
中速轴H
低速轴川
转速(r/min)
576
153.6
40.96
功率(kW)
7.50
7.1625
6.8608
6.5718
转矩(Nm)
49.74
118.75
426.57
1532.24
6.传动件的设计计算
1.V带传动设计计算
1)确定计算功率
Ka=1.2
由于是带式输送机,每天工作两班,查《机械设计》中表得:
工作情况系数
则计算功率为:
Pca=5厂1.27.5=9kW
2)选择V带的带型
由Pea、n。
查图,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:
由表取得小带轮的基准直径dd^125mm
②验算带速v:
601000二1251440601000二9.425m/s
因为5m/s:
:
v:
30m/s,故带速合适。
③计算大带轮的基准直径dd2:
dd2二iiddi=2.5125=312.5mm根据表得圆整为dd2=315mm
4)确定V带的中心距a和基准长度Ld
①初定中心距a0=500mm。
2(dd2-dd1)
-2a0—(dd1dd2)
24a°
②计算带所需的基准长度
(dd2-ddi)
Ld02a0—(dd1dd2)
兀(315—125)
-2500(125315)1709.2mm
24汉500
由表选得的基准长度Ld-1750mm
③计算实际中心距a
Ld—Ld1
a:
"
a°
■
=500
1750-1709.2
二520.4mm
中心距变化范围为494.15〜572.9mm。
5)验算小带轮上的包角
573®
573°
r:
180-(dd2-dd1)180-(315-125)160-120
a545.4
6)确定带的根数
1计算单根V带的额定功率
由dd1=125mm和n0=1440r/min,查表得P0=1.91kW
根据n0=1440r/min,i=2.5和A型带,查表得厶P0=0.03kW
查表得K一.=0.95,KL二0.99。
于是:
Pr=(P0R)K.Kl=1.91kW=1.8246kW
2计算V带的根数z
P
z=』4.93
Pr1.8246
取5根。
7)计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min
由表得A型带的单位长度质量q=O.1kg/m,所以
(Fo)min=500空qv2(2.5-0.95)92讣|=[5000.19.425]N0.95x5x9.425=165N应使带的实际初拉力F0,F0)min
8)计算压轴力Fp
152°
(Fp)min=2z(F°
)minsin-二25165sin1622N22
总结:
带基准长度
Ld(mm)
小带轮基准直径
dd1(mm)
大带轮基准直径
dd2(mm)
中心距范围
a(mm)
单根带初拉力
F0(N)
V带/轮槽数
Z
1750
125
312.5
494.15〜572.9
165
2.斜齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计:
小齿轮转矩T)=%=426.57Nm,小齿轮转速m=n^=153.6r/min,传动比i=i3=3.75。
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1选用斜齿圆柱齿轮
2运输机为一般工作机器,速度不高,故选7级精度(GB10095-88)
3由《机械设计》表选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS;
大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS
4选小齿轮齿数z^24:
大齿轮齿数z2二iz^3.7524二90
⑤初选取螺旋角]=14
(2)按齿面接触强度设计
2KHtT1
公式:
d1t^寸
u1/ZHZEZZI'
)2
1确定公式内各计算数值
a)试选载荷系数KHt=1.6
b)选取区域系数ZH=2.433
c)由图查得;
“=0.7&
;
.2=0.88,;
.-I;
.2=0.780.88=1.66
d)小齿轮传递的传矩Ti=426.57Nm
e)由表选取齿宽系数:
/d=1
样(i呵+鬻
g)
—0.665
h).----
i)由表查得材料弹性影响系数Ze=189.8MPa^
j)由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二h讪1二600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限
-Hlim2=550MPa
k)计算应力循环次数:
N1=60mjLh=60153.61(2836510)=5382144005.38108K1N1538214400一“ccc’c‘“厂“8
N211435238401.43510
i13.75
I)由图查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.90,Khn2=0.94
m)计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%,安全系数S=1得
珂1
KHN1;
-Hlim10.90600
MPa=540MPa;
S1
It
KHN2;
「Hlim20.94550
MPa=517MPaS
n)许用接触应力
540517
=528.5MPa
2计算
21.6426.5710
3.751
3.75
广2.433x189.8x0.665x0.985
\、528.5
mm=82.737mm
b)计算圆周速度
i心牡n
601000
二82.737153.6
m.s二0.665ms
c)齿宽b
b-:
」dd1t=1.082.737mm=82.737mm
d)计算载荷系数Kh
由表查得使用系数KA=1
根据v=0.665m.s,7级精度,查得动载系数Kv=1.05;
由表查得心一:
的值与直齿轮的相同,故Kh,1.321;
因KAFt/b=1[426.57心09.7/2)]/109.7二70.9N/mm:
100N/mm
查表得Kh二Kf-=1.4;
Kf:
=1.18
故载荷系数:
Kh二KaKvSKh:
=11.051.41.321=1.94
e)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t3Kh=82.73731.94mm=88.225mm
Kt1.6
及其相应的齿轮模数mn
d1co^88.225汉cos14「
mn-mm=3.57mm
乙24
(3)按齿根弯曲强度设计
mnt一3
2KfTYY:
cos2:
YFaYsa
®
f]
'
dZ12
①确定计算参数
a)试选载荷系数KFt=1.6
=arrtanftanPcosc^)=arctan(tanl4ocos20.526o)=13140E
站=q/co瑰=1.66/cos:
13.140®
=175
Y£
=0.2S+0.75/e^=0.25+0.75/1.7S=0.679
gw
C)螺旋角系数匸-=:
_;
d)计算当量齿数
Zvi
Zi
3
COS2426.27cos314
Zv2
Z2
COS90辺严98.52cos14
e)查取齿形系数
查表得YFa1=2.592,YFa2=2.185
f)查取应力校正系数
查表得YSa1=1.596,Ysa2=1.787
g)计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限匚FE1=500MPa;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
;
「FE2=380MPa
h)由图查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.84,Kfn2二0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4得
KFN17-FE1
S
0.84500
1.4
=300.0MPa
-F2
KFN2"
-'
FE2
0.88500
=238.9MPa
0计算篙,并加以比较
Y严丿592侮6=001379上F1300
2.1851.787
238.9
-0.01634
②设计计算
mnt
32“6“26.57“03277“679伽slQ^.o^mm-12422.68mm
调整齿轮模数
a)圆周速度-■...—
b)齿宽
t0-10D0
TTX6酣9X153.6
60X1C0C
m/s=0.533
b=0^1x0=W
c)齿高h及宽高比b/h
h二(Zhan+c^mnt=(2x1+025)x2.63rr6.03
b/h=66.29/6.03=1
d)计算实际载荷系数
Kf二KaKvKf:
=11.051.41.18=1.73
e)得出按实际载荷系数算得的齿轮模数
对比计算的结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。
从满足弯疲劳强度出发,从标准中就近取mn=3mm。
但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径认、-鑿夏諭顷来计算小齿轮应有的齿数。
于是:
Z1
d1cos:
88・225cos14=28.53,取乙=29;
则Z2=3.7529=108.75,取z?
=109。
mn
(4)几何尺寸计算
①计算中心距
2cos:
二291093mm=213.34mm2cos14
考虑到模数从2.75mm增大整圆至3mm,为此将中心距减小圆整为
213mm。
②按圆整后的中心距修正螺旋角
2a希cd2;
豐3=1337'
48'
因0值改变不多,故参数答,Kp,ZH等不必修正
3计算大、小齿轮的分度圆直径
4计算齿轮宽度
b=:
」dd|=189.52mm=89.52mm圆整后取g=95mm,b2=90mm
由于是同轴式二级齿轮减速器,因此两对齿轮取成完全一样,这样保证了中心距完全相等的要求,且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分,故采用高速级小齿轮左旋,大齿轮右旋,低速级小齿轮右旋,大齿轮左旋的方案。
咼速级
低速级
小齿轮
大齿轮
传动比
法向模数(mm)
螺旋角
13°
37'
8'
中心距(mm)
213
齿数
29
109
齿宽(mm)
95
90
分度圆
87
327
直径:
齿根圆
79.5
319.5
(mm)齿顶圆
93
333
旋向
左旋
右旋
7.轴的结构设计及强度校核计算
1.高速轴的设计
(1)高速轴上的功率、转速和转矩
转速n(r/min)
高速轴功率R(kw)
转矩T1(Nm)
(2)作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为di=87mm,根据《机械设计》中公式得:
Ft
=2729.89N
2T12118.75
Fr
Fttan:
n
cosP
~d1=8710J
=2729.89tan201022.39Ncos13.63°
Fa=Fttan:
=2729.89tan13.63"
-661.94N
(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,调质处理。
根据表得Ao=1O3~126取代=112,于是
得dm.=A0j^L=11^JZ_^25.95mm
n1576
轴与带轮连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,轴端最细处直径应为
山>
2535mmi(0.03^0.05)x25.95mm=26.73w27.75nmi
(4)轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)
Inmw
vw
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a)轴段I-n的设计。
I-n轴段上安装带轮,此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行。
初定I
-n段轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为(1.5~2.0)d1=(1.5~2.0)x30mm=45~60mm,结合带轮结构取L带轮=60mm。
为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上,故I-n轴段长度略小于轮毂宽度,取L1=58mm。
b)密封圈与轴段n-m的设计。
为了满足v带轮的轴向定位,i-n轴段右端需制出一轴肩,轴肩
高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1)x30mm=2.1~3mm。
轴段n-m的轴径d2=d1+2x(2.1~3)mm=34.1~36mm,其最终由密封圈确定。
查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997,故取n-m段的直径
d2=35mm。
c)初步选择滚动轴承与轴段m-W和W-W的设计。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选
用单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据d2=35mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙
组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208,其尺寸为dxDXT=40mmx80mmx19.75mm,
B=18mm;
为补偿箱体铸造误差和安装挡油环,靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取△
d)齿轮与轴段W-V的设计。
为便于齿轮的安装,d4应略大于d3,课初定d4=42mm,齿轮分度圆
直径比较小,采用实心式。
齿轮宽度为bi=95mm,齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位,
为保证套筒能够顶到齿轮左端面,该处轴径长度应比齿轮宽度略短,取S=93mm。
e)轴段V-W的设计。
齿轮右侧采用轴肩定位,定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d4=(0.07~0.1)
x42mm=2.94~4.2mm,取h=3mm,则轴肩直径d5=48mm,取£
=△i=10mm。
该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。
齿轮左端面与箱体内壁距离以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取为
△i,则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离Bxi=2A什bi=(2x10+95)mm=115mm。
f)轴段n-川和川-w的设计。
轴段n-川的长度除了与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等
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- 用于 运输机 同轴 二级 圆柱齿轮 减速器