单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx
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单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书
一、传动方案拟定
第九组数据:
设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器
1、工作条件:
运输机连续工作,单向运动,载荷变化不大,空载起动,减速器小批量生产,使用期限10年,两班制工作。
2、原始数据:
运输带拉力F=2.5KN,运输带速度V=1.3m/s,卷筒直径D=450mm。
二、电动机的选择
1、电动机类型的选择:
按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机,其结构形式选择基本安装B3型,机座带底脚,端盖无凸缘,额定电压380V。
2、确定电动机的功率:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86
(2)电机所需的工作功率:
取工作机效率
Pw=FV/1000ηw=2500×1.3/1000×0.96=3.39KW
P0=Pw/η总=3.94KW
则,电机的额定功率Pm=1.2P0=4.73KW
3、确定电动机的转速:
滚筒的工作转速
n滚筒=60×1000V/πD=60×1000×1.3/π×450=55.2r/min
通常,取V带传动比i’带=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i’齿轮=3~5,则合理总传动比i’的范围为i’=6~20,故电动机转速的范围为
n’电动机=i’×n滚筒=(6~20)×55.2=331.2~1104r/min。
符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min,根据电动机额定功率和同步转速,由有关手册查出有两种适用的电动机型号:
方案
电机型号
额定功率
kW
电机转速n/(r/min)
总传动比
I
同步转速
满载转速
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
17.39
2
Y160M2-8
5.5
750
720
13.04
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第1种方案比较适合,则选nm=960r/min 。
4、确定电动机型号:
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M2-6。
其主要性能:
额定功率5.5KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0N.m,质量85kg。
5、计算结果:
型号
额定功率/
KW
同步转速/
(r/min)
满载转速/
(r/min)
额定转矩/
N.m
Y132M2-6
5.5
1000
960
2.0
三、传动装置的总传动比及分配各级的传动比的计算
1、总传动比:
i总=n电动机/n滚筒=960/55.2=17.39
2、分配各级传动比:
(1)取i齿轮=5
(2)因为i总=i齿轮×i带,所以i带=i总/i齿轮=17.39/5=3.48
3、计算结果:
参数
总体
齿轮
V带
传动比i
17.39
5
3.48
四、传动装置的运动和动力参数的计算
1、计算各轴转速:
nⅠ=n电动机=960r/min
nⅡ=nⅠ/i带=960/3.48=275.86r/min
nⅢ=nⅡ/i齿轮=275.86/5=55.17r/min
2、计算各轴的功率:
PⅠ=P工作=3.94KW
PⅡ=P
×η带=3.94×0.96=3.78KW
PⅢ=PⅡ×η轴承×η齿轮=3.78×0.99×0.97=3.63KW
3、计算各轴转矩:
TⅠ=9.55PⅠ/nⅠ=9550x3.94/960=39.19N.m
TⅡ=9.55PⅡ/nⅡ=9550x3.78/275.86=130.86N.m
TⅢ=9.55PⅢ/nⅢ=9550x3.63/55.17=628.36N.m
4、计算结果:
轴号
输入功率P/KW
转矩T/N.m
转速n/(r/min)
Ⅰ
3.94
39.19
960
Ⅱ
3.78
130.86
275.86
Ⅲ
3.63
628.36
55.17
五、带传动的设计
1、选择普通V带截型:
由课本P188表11.5得:
kA=1.2,PC=KAP工作=1.2×5.5=6.6KW
由课本P188图11.15得:
选用A型V带
2、确定带轮基准直径,并验算带速:
由课本P189表11.6得:
D1=100mm>Dmin=75mm,
D2=i带D1(1-ε)=3.48×100×(1-0.01)=344.52mm,
由课本P179表11.4得:
D2=355mm,D1=100mm
实际从动轮转速nⅡ’=nⅠD1/D2=960×100/355=270.42r/min
转速误差为1-nⅡ’/nⅡ=1-270.42/275.86=0.0197<0.05(允许)
带速v=πD1nⅠ/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s,在5~25m/s范围内,带速合适
3、确定带长和中心距:
0.65(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2),即0.65(100+355)≤a0≤2×(100+355),所以有297.75mm≤a0≤910mm,初定中心距a0=650mm
带长L0=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0
=2×650+1.57(100+355)+(355-100)2/(4×650)=2039.36mm,
根据课本P179图11.4得:
Ld=2000mm
中心距a≈a0+(Ld-L0)/2
=650+(2000-2039.36)/2=650-19.68=631mm
4、验算小带轮包角:
α1=1800-57.30×(D2-D1)/a=1800-57.30×(355-100)/631
=156.840>1200(适用)
5、确定带的根数:
根据课本P191表11.8得:
P0=0.97KW
根据课本P193表11.10得:
△P0=0.11KW
根据课本P190表11.7得:
Kα=0.95
根据课本P194表11.12得:
KL=1.03
根数z=PC/(P0+△P0)KαKL
=6.6/(0.97+0.11)×0.95×1.03=6.25,取z=7
6、确定单根V带的预紧力:
F0=500PC(2.5/Kα-1)/zv+qv2
=500x6.6(2.5/0.95-1)/7x5.03+0.1x5.032=155.45N
7、确定带对轴的压力:
FQ=2zF0sin(a1/2)=2x7x155.45xsin(156.84/2)=2132N
8、计算结果:
带型号
带长/mm
带根数
大轮直径/mm
小轮直径/mm
中心距/mm
轴上压力/N
A
2000
7
355
100
631
2132
六、齿轮传动的设计
1、选择齿轮材料及精度等级:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。
根据课本P211表12.7,小齿轮材料选用45Cr,调质处理,齿面硬度260HBS;大齿轮材料选用45号钢,调质处理,齿面硬度为210HBS。
精度等级:
运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
2、齿面接触疲劳强度计算:
(1)初步计算:
齿数比u=i齿轮=5
由课本P222表12.13得齿宽系数:
φd=1.0
转矩T1=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm
根据课本P223图12.18c得接触疲劳极限σHlim:
σHlim1=640Mpa,σHlim2=510Mpa
许用接触应力[σH]:
[σH1]≈0.9σHlim1=0.9x640=576Mpa,
[σH2]≈0.9σHlim2=0.9x510=459Mpa
根据课本P227表12.16得:
Ad=85
小齿轮直径d1≥Ad(T1(u+1)/φduσH2)1/3
=85x(130859.9x(5+1)/1x5x4502)1/3=78.09mm(取78mm)
初步齿宽b=φdd1=1x78=78mm
(2)校核计算:
圆周速度v=πd1nⅡ/60x1000=πx78x275.86/60x1000
=1.13m/s<6m/s,故取8级精度合适
初取齿数z1=20,z2=i齿轮z1=5×20=100
模数m=d1/z1=78/20=3.9mm,
根据课本P206表12.3得标准模数:
m=4mm,
则z1=d1/m=78/4=20,z2=i齿轮z1=5x20=100
根据课本P215表12.9得使用系数:
KA=1.10
根据课本P216图12.9得动载系数:
Kv=1.0
Ft=2T1/d1=2x130859.9/78=3355.4N
KAFt/b=1.10x3355.4/78=47.32N/mm<100N/mm
εa=[1.88-3.2(1/z1+1/z2)]cosβ=1.88-3.2x(1/20+1/100)=1.69
Zε=[(4-εa)/3]1/2=[(4-1.69)/3]1/2=0.88
KHa=1/Zε2=1/0.882=1.29
KH=A+B(b/d1)2+Cx10-3b=1.17+0.16x12+0.61x10-3x78=1.38
载荷系数K=KAKvKHaKHβ=1.10x1.0x1.29x1.38=1.96
根据课本P221表12.12得弹性系数:
ZE=189.8Mpa1/2
根据课本P222图12.16得节点区域系数:
ZH=2.5
根据课本P225表12.14得最小安全系数SHmin=1.07
总工作时间th=10x350x16x0.5=28000h,
根据课本P226表12.15得应力循环次数:
107 则指数m=8.78, NL1=60λnⅡth∑(Ti/Tmax)8.78thi/th=60x1x275.86x28000x(18.78x0.2+0.58.78x0.5+0.28.78x0.3) =9.2x107, NL2=NL1/i=9.2x107/5=1.84x107,所以原估计应力循环次数正确 根据课本P224图12.18得接触寿命系数: ZN1=1.15,ZN2=1.28 许用接触应力[σH1]=σHlim1ZN1/SHmin=640x1.15/1.07=688Mpa, [σH2]=σHlim2ZN2/SHmin=510x1.28/1.07=610Mpa 验算σH=ZEZHZε=[2KT1(u+1)/bd12u]1/2 =189.8x2.5x0.88x[2x1.94x130859.9x(5+1)/78x782x5]1/2 =473Mpa<[σH2] 所以,接触疲劳强度较为合适,原设计合格 (3)确定传动主要尺寸: 因模数取标准值时,齿数已重新确定,但并未圆整,估分度圆直径不会改变,即 d1=mz1=4x20=80mm,d2=mz2=4x100=400mm 中心距a=m(z1+z2)/2=4x(20+100)/2=240mm 齿宽b=φdd1=1.0x80=80mm,取b1=90mm,b2=80mm 3、齿根弯曲疲劳强度验算: 重合度系数Yε=0.25+0.75/εa=0.25+0.75/1.69=0.69 根据课本P217表12.10得齿间载荷分配系数: KFa=1/Yε=1/0.69=1.45b/h=80/2.25x3=11.9 根据课本P219图12.14得齿间载荷分步系数: KFβ=1.25 载荷系数K=KAKvKFaKFβ=1.10x1.0x1.45x1.25=1.99 根据课本P229图12.21得齿形系数: YFa1=2.16,YFa2=2.07 根据课本P230图12.22得应力修正系数: YSa1=1.79,YSa2=1.94 根据课本P231图12.23c得弯曲疲劳极限: σFlim1=600Mpa,σFlim2=450Mpa 根据课本P225表12.14得最小安全系数SFmin=1.25 根据课本P226表12.15得应力循环次数: 3x106 =9.3x107, NL2=NL1/i=9.3x107/5=1.86x107,所以原估计应力循环次数正确 根据课本P232图12.24得弯曲寿命系数YN1=0.95,YN2=1.05 根据课本P232图12.25得尺寸系数YX=1.0 许用弯曲应力 [σF1]=σFlim1YN1YX/SFmin=600x0.95x1.0/1.25=456Mpa, [σF2]=σFlim2YN2YX/SFmin=450x1.05x1.0/1.25=378Mpa 验算σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m =2x1.99x130859.9x2.16x1.79x0.69/90x80x4 =48Mpa<[σF1] σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1 =48x2.07x1.94/1.99x1.79=54Mpa<[σF2] 所以,轮齿齿根弯曲疲劳强度足够,原设计合格 4、计算结果: 参数 齿数z 模数/mm 直径/mm 齿宽/mm 传动比 中心距/mm 齿轮1 20 4 80 90 5 240 齿轮2 100 400 80 七、轴的设计 1、主动轴设计: (1)选择轴的材料,确定许用应力: 轴的材料选为45号钢,调质处理,硬度217~255HBS,取240HBS。 根据课本P315表16.3得许用弯曲应力: σB=600Mpa,[σ+1b]=200Mpa,[σ0b]=95Mpa,[σ-1b]=60Mpa (2)计算基本直径: 根据课本P314表16.2得: [τT]=38Mpa,C=115 轴的最小直径d≥C(PⅡ/nⅡ)1/3≥115(3.78/275.86)1/3mm=27.52mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则d=27.52×(1+5%)=28.89mm,取d=30mm (3)轴上零件的定位,固定和装配: 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮一面由轴肩定位,令一面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和套筒定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通。 (4)绘制结构简图: (5)确定各轴段尺寸: 1)确定各轴段直径: ①段: 依据公式的估算值d1=30mm ②段: 根据油封标准,d2=40mm ③段: 与轻系列深沟球轴承6209配合,d3=46mm ④段: 为减少加工量,d4=48mm ⑤段: 与小齿轮做成整体,d5=66mm ⑥段: 为减少加工量,d6=48mm ⑦段: : 轴承成对使用,所以d7=46mm 2)确定轴上各轴段长: ①段: 取l1=80mm ②段: l2=(外露尺寸)36+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=76mm ③段: l3=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)10=32mm ④段: l4=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(伸向挡油环)2=18mm ⑤段: 小于轮毂2~3mm,便于定位可靠,l5=64mm ⑥段: l6=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)13+(挡油环伸向箱体)10-(伸向挡油环)2+15=30mm ⑦段: l7=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2=24mm 总轴L=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7 =80+76+32+18+64+30+24=324mm 3)各支撑点间距: 轴承间距lAB=l3/2+l4+l5+l6+l7/2 =32/2+18+64+30+24/2=140mm 皮带大轮与左轴承距离 lK=l1/2+l2+l3/2=80/2+76+32/2=132mm (6)校核轴的强度: 1)轴受力分析: 转矩T1=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm①小齿轮受力: 圆周力Ft1=2T1/d2=2x130859.9/80=3271.5N 径向力Fr1=Ft1tanan=3271.5×tan200=1190.7N ②V带大齿轮受力: 圆周力Ft2=2T1/D2=2x130859.9/355=737.2N 径向力Fr2=Ft2tanan=737.2×tan200=268.3N ③AB轴承垂直面直反力: FBV=(Fr1lAB/2+Fr2lK)/153=(1190.7x153/2+268.3x122)/153=809N FAV=FBV+Fr2-Fr1=809+268.3-1190.7=-113.4N ④AB轴承水平面直反力: FBH=(Ft1lAB/2-Ft2lK)/153=(3271.5x153/2-737.2x122)/153=1048N FAH=Ft2+Ft1-FBH=3271.5+737.2-1048=2960.7N 2)危险截面弯矩: ①垂直面弯矩: MaV=FBVlAB/2=809x153/2=61.9N.m MAV=Fr2lK=268.3x122=32.7N.m ②水平面弯矩: MaH=FBHlAB/2=1048x153/2=80.2N.m MAH=Ft2lK=737.2x122=89.9N.m 3)合成弯矩: a-a截面合成弯矩: Ma=(MaV2+MaH2)1/2=(61.92+80.22)1/2=101.3N.m A轴承处合成弯矩: MA=(MAV2+MAH2)1/2=(32.72+89.92)1/2=159.1N.m 4)危险截面的当量弯矩: 1069.29 取折合系数a=0.6,则当量弯矩为: 6158.1104 Me=(MA2+(aT1)2)1/2=(159.12+(0.6x130.8)2)1/2=177.4N.m 5)危险界面处轴的直径: d≥(Me/0.1x[σ-1b])1/3=(177.4x1000/0.1x60)1/3=30.9mm 考虑键槽对轴的影响,将轴径增大5%,故d=30.9x(1+5%)=32.5mm 所以,原设计强度合格 2、从动轴设计: (1)选择轴的材料,确定许用应力: 轴的材料选为45号钢,调质处理,硬度217~255HBS,取240HBS。 根据课本P315表16.3得许用弯曲应力: σB‘=600Mpa,[σ‘+1b]=200Mpa,[σ‘0b]=95Mpa,[σ‘-1b]=60Mpa (2)计算基本直径: 根据课本P314表16.2得: [τ‘T]=38Mpa,C‘=115 轴的最小直径d‘≥C(PⅢ/nⅢ)1/3≥115(2.3/63.58)1/3mm=38.03mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则d‘=38.03×(1+5%)=39.93mm,取d‘=40mm (3)轴上零件的定位,固定和装配: 1)单级减速器中,可将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 2)联轴器的选择: 依据d‘=40mm,选用HL3型联轴器 (4)确定各轴段尺寸: 1)确定各轴段直径: ①段: 依据公式的估算值d1‘=40mm ②段: 根据油封标准,d2‘=50mm ③段: 与轻系列深沟球轴承6211配合,d3‘=55mm ④段: 为减少加工量,d4‘=57mm ⑤段: 安装齿轮处尽量圆整,d5‘=60mm ⑥段: h=10mm,d6‘=d5‘+2h=80mm ⑦段: 为减少加工量,d7‘=57mm ⑧段: 轴承成对使用,所以d8’=55mm 2)确定轴上各轴段长: ①段: 与联轴器相连,取l1‘=60mm ②段: l2‘=(外露尺寸)25+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=65mm ③段: l3‘=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+10=34mm ④段: l4‘=(齿轮与箱体内壁间隙)25+(伸向齿轮)2+(挡油环)10-(伸向挡油环)2=35mm ⑤段: 小于轮毂2~3mm,l5‘=76mm ⑥段: l6‘=1.4h=14mm ⑦段: l7‘=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)14+(挡油环伸向箱体)10-(伸向挡油环)2=14mm ⑧段: l8‘=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+5=29mm 总轴长L‘=l1‘+l2‘+l3‘+l4‘+l5‘+l6‘+l7‘+l8‘ =60+65+34+35+76+14+14+29=337mm 3)各支撑点间距: 轴承间距lAB‘=l3‘/2+l4‘+l5‘+l6‘+l7‘+l8‘/2 =34/2+35+76+14+14+29/2=171mm 联轴器与左轴承距离 lK‘=l1‘/2+l2‘+l3‘/2=60/2+65+34/2=112mm (5)校核轴的强度: 1)轴受力分析: 转矩T1‘=9.55×106PⅢ/nⅢ=9.55×106×2.3/63.58=345470N.mm ①大齿轮受力: 圆周力Ft1‘=2T1‘/d1=2x345470/315=2193N 径向力Fr1‘=Ft1‘tanan=2193×tan200=798N ②AB轴承垂直面直反力: FAV‘=FBV‘=Fr1‘/2=798/2=399N ③AB轴承水平面直反力: FAH‘=FBH‘=Ft1‘/2=2193/2=1097N 2)危险截面弯矩: ①垂直面弯矩: MaV‘=FBV‘lAB‘/2=399x147/2=26.1N.m ②水平面弯矩: MaH‘=FBH‘lAB‘/2=1097x147/2=71.9N.m 3)合成弯矩: a-a截面合成弯矩: Ma‘=(MaV‘2+MaH‘2)1/2=(28.32+71.92)1/2=77.3N.m 4)危险截面的当量弯矩: 取折合系数a=0.6,则当量弯矩为: Me‘=(MA‘2+(aT1)2)1/2=(02+(0.6x72.1)2)1/2=43.3N.m 5)危险界面处轴的直径: d‘≥(Me‘/0.1x[σ-1b‘])1/3=(43.3x1000/0.1x60)1/3=19.3mm 考虑键槽对轴的影响,将轴径增大5%,故d‘=19.3x(1+5%)=20.3mm 所以,原设计强度合格 3、计算结果: 主动轴 直径/mm 30 40 46 48 66 48 46 段长/mm 80 76 32 30 64 30 24 从动轴 直径/mm 40 50 55 57 60 80 57 55 段长/mm 60 65 34 35 76 14 14 29 八、轴承及其组合部件设
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