最新单级圆柱齿轮减速器课程设计.docx
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最新单级圆柱齿轮减速器课程设计
单级圆柱齿轮减速器课程设计
=85.5~94.5
r/min
根据《机械设计课程设计》P10表2-3推荐的合理传动比范围,采用圆柱齿轮传动一级减速器的传动比范围I’=3~6。
对于开式锥齿轮传动,取传动比I1’=2~3。
那么总传动比的理论范围是ia’=I’×i1’=6~18。
因此,电机速度的可选范围为nd’=ia’×NW=(6~18)×90=540~1620转/分,在此范围内的同步速度为750、1000转/分和1500转/分
根据容量和转速,从相关手册中找出三种适用的电机型号:
(如下表所示)方案电机型号额定功率电机转速(r/min)电机重量(n)参考价格传动比同步速度满载速度总传动比V带传动减速器Y132S-45.5
1500
1440650120018.6
3.5
5.32
2
Y132M2-65.5
1000
960800150012.42
2.8
4.44
3
Y160M2-85.5
750
720124021009.31
2.5
3.72
考虑到电机和传动装置的尺寸、重量、价格
nw=85.5~94.5
r/min
ND’=530~1620r/min,计算表明第二种方案更适合计算锥齿轮带传动的传动比、减速器。
所选电机型号为Y132M2-6,主要性能为:
中心高h外形尺寸l×(交流/2+交流)*高清底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径k轴延伸英寸D×E键安装位置尺寸f×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电机外形尺寸和安装尺寸3、
计算传动装置的运动和功率参数
(1)确定传动装置的总传动比和分配级传动比。
传动装置的总传动比可从所选的电机满载转速nm和工作机械驱动轴的转速n1、获得:
ia=nm/nW=960/90=10.67
ia=10.67
米
计算表明,总传动比等于所有传动比的乘积。
传动比ia=i0×i(其中i0、i分别是开式锥齿轮传动
减速器的传动比)2、各级传动装置的传动比分配;
根据指令P10的表2-3,i0=3(锥齿轮变速器1=2~3)取为:
Ia=I0×,因此:
I=Ia/I0=10.67/3
=3.56
四、传动装置的运动和功率设计;
将传动装置的每个轴设置为I轴、ii轴和
I0,i1是两个相邻轴之间的传动比η01,η12,是两个相邻轴的传动效率P1,p2,是每个轴的输入功率t1,T2,是每个轴的输入转矩n1,N2,以及每个轴的输入转矩r/min。
运动和功率参数i0=3I=3.56可以根据从电机轴到工作运动的传输路径来计算。
米
计算并解释坐果1、的运动参数和动态参数的计算
(1)计算每个轴的转速:
轴1:
N1=nm=960(r/min)轴2:
N2=N1/I=960/3.56=269.66r/min
三轴:
niii=
nⅱ螺旋输送机:
NiV=nⅲ/I0=269.66/3=89.89
r/min
(2)计算各轴的输入功率:
轴一:
轴一=PD×η01=PD×η1=5.3×0.99=5.247(千瓦)
轴线二:
Pⅱ=Pⅰ×η12=Pⅰ×η2×η3=5.247×0.99×0.97=5.04(千瓦)
轴线三:
ρⅲ=ρη23=ρη2η4=5.04×0.99×0.99=4.94(千瓦)
螺旋输送机轴:
PIV=
pⅲη2η5=4.54(KW)
nⅰ=960(r/min)
nⅲ=nⅱ=269.66
r/min
nIV=89.89
r/min
pⅰ=5.247(千瓦)
pⅱ=5.04(千瓦)
pⅲ=4.94(千瓦)
实物存量=4.54(千瓦)
米
计算并解释结果(3)计算各轴的输入扭矩:
电机轴的输出扭矩为TD=9550PD/nm=9550×5.3/960
=52.72
Nm
轴一:
t1=TDη01=TDη1=52.72×0.99=52.2
Nm
轴ii:
tii=tIIη12=tIη2η3=52.2×3.56×0.99×0.97=178.45n·m
轴线三:
t
ⅲ=Tⅱη2η4=174.9
Nm
螺旋输送机轴:
TiV=TⅲI0η2η5=483.1Nm
(4)计算每个轴的输出功率:
由于轴一至轴三的输出功率分别是输入功率乘以轴承效率:
p’I=pI×η轴承=5.247×0.99=5.2KW
p‘ⅱ=
pⅱ×η轴承=5.04×0.99=5.0KW
p‘
ⅲ=Pⅲ×η轴承=4.94×0.99=4.9KW
(5)计算每个轴的输出扭矩:
由于第一至第三轴的输出功率分别是输入功率乘以轴承效率;那么:
t’I=tI×η轴承=52.2×0.99=51.68
Nm
T‘ⅱ=Tⅱ×η轴承=178.45×0.99=
176.67Nm
t‘
ⅲ=Tⅲ×η轴承=174.9×0.99=
173.15Nm
T
Td=52.72
Nm
tⅰ=52.2
Nm
TII=178.45N·m
tⅲ=174.9
Nm
TIV=483.1N米
P’I=
5.2KW
P’II=5.0KW
功率=4.9KW
时间=51.68
Nm
T’II=176.67
Nm
T’III=173.15
Nm
考虑到上述数据,得出下表:
轴名称效率率P(KW)扭矩T(Nm)转速nr/min传动比I效率η输入输出电机轴5.3
52.72
960
10.99
轴线一
5.25
5.2
52.2
51.68
960
0.96
3.56
轴线二
5.04
5.0
178.45
176.67
269.66
0.98
三轴
4.94
4.9
174.9
173.15
269.66
3
0.92
输送机轴
4.54
4.50
483.1
478.27
89.89
四、
传动部件的设计与计算
(1)、减速器中传动部件的设计
(1)、选定的齿轮传动类型、材料、热处理模式、精度等级。
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,两种材料的硬度差为40HBS。
齿轮精度初级选择等级8
(2)、初级选择主要参数
Z1=21,u=3.6
Z2=Z1u=21×3.6=75.6
取Z2=76
Z1=21Z2=76计算并显示齿宽系数φd==0.5(U+1)φa=1.15是从表10-7中选择的结果
(3)根据齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆的直径d1t≥确定每个参数值1)试验载荷系数K=1.3
2)
计算由小齿轮传递的扭矩T1=9.55×106×P/N1=9.55×106×5.2/960
=5.17×104牛米
3)
材料的弹性影响系数取《机械设计》表10-6中的ZE=189.8
4)
区域系数ZH=2.5
5)
根据齿面硬度,小齿轮的接触疲劳强度极限可从图10-21d中找到。
大型齿轮接触疲劳强度极限。
6)根据公式10-13计算应力循环数n1=60n1jlh=60x960×1x(2×8×300×5)=1.382×109
N2=N1/3.6=3.84×108
7)
从图10-19中取接触疲劳寿命系数KHn1=0.93;KHN2=0.97
φd=1.15
T1=5.17×104牛米
N1=1.382×109
N2=3.84×108
米
由公式(10-12)计算得出,按8)计算的接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,[σh]1==0.93×600MPa=558MPa
[σH]2==0.97×550兆帕=533.5兆帕
(4)、计算
1)
计算小齿轮分度圆的直径d1t,并将其代入[σH中的较小值d1t≥=49.06毫米]
2)
计算圆周速度v===2.5m/s
3)
计算齿宽b和模数mtb=φd*d1t=1×49.76mm=49.06mm。
mt===2.33
毫米
h=2.25mt=2.25×2.33mm=5.242mm
b/h=49.06/5.242=9.359
4)
已知计算的负载系数k具有轻微振动,因此取KA=1.25。
根据v=2.5m/s,动态负载系数kv=1.08可以从图10-8中以8级精度找到。
[σH]1=558兆帕
[σH]2=533.5兆帕
d1t≥49.06
毫米
v=2.5m/s
b=49.06毫米
mt=2.33毫米
h=5.242毫米
b/h=9.359
米
经计算和解释,8级精度由表10-4中的插值求得。
当小齿轮相对于轴承对称布置时,KHβ=1.013
KFβ=1.015,如图10-13所示
正齿轮KHα=KFα=1。
所以负载系数
k=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08×1×1.013
=1.368
5)
根据公式(10-10a),根据实际载荷系数校正的分度圆直径为d1==mm=49.90mm
6)
计算模量mm=mm=2.37
毫米
(5)根据齿根的抗弯强度设计,由公式(10-5)得到的抗弯强度设计公式为m≥1)确定计算参数A.
计算负载系数
k=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37
B.
查找齿形系数
YFA1=2.76,见表10-5;YFa2=2.228
K=1.819
d1=49.90
毫米
m=2.37
毫米
K=1.37
米
计算并说水果C.
检查应力校正系数
YSA1=1.56,见表10-5;Ysa2=1.762
D.
计算容许弯曲疲劳应力
从图10-20c中,发现小齿轮的弯曲疲劳强度极限σf1为500MPa。
大齿轮弯曲疲劳强度极限σF2=380MpA;从图10-18中取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856,KFN2=0.892
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,公式(10-12)[σF]=
[σF1]=428兆帕
[σF2]=242.11兆帕
E.
计算并比较大、小齿轮
==0.01005
==0.01621
大齿轮的数量很大。
(6)、设计计算
m≥=1.65毫米
与计算结果相比,由抗弯强度计算的模量可取为1.65,并四舍五入到最接近的标准值m=2m=2mm
根据接触疲劳强度,分度圆的直径D1等于49.90毫米,并计算小齿轮齿数。
Z1=d1/m=49.90/2=24.95取Z1=25
[]1=428
[兆帕]2=242.11兆帕
=
0.01005
=
0.01621
m≥1.65毫米
m=2mm
Z1=25计算并说出大齿轮的齿数Z2=3.6x25=90
(7)、几何尺寸计算
a)
计算分度圆的直径D1=mz=2x25=50毫米D2=mZ1=2x90=180毫米b)计算中心距离a=m(Z1+z2)=2x(25+90)/2=115毫米c)计算齿轮宽度b=D1φd=50取B2=50毫米B1=55mm毫米(8)、结构设计
大齿轮为网状,如图10-39(机械设计)
(2)、减速器外传动部分设计
(1)、选定的齿轮传动类型、材料、热处理模式、精度等级。
直锥齿轮,硬齿面小齿轮,软齿面大齿轮,45钢小齿轮。
齿面硬度为230HBS淬火和回火后。
大齿轮:
45钢。
正火处理,牙齿表面硬度为190HBS。
齿轮精度初级选择等级8
(2)、初级选择主要参数
Z1=26,u=3z2=Z1。
u=26×3=72取z2=90d1=50mm毫米D2=180毫米a=115mm毫米B2=50毫米B1=55mm毫米Z1=26u=3z2=72计算并假设轴承果(3)决定容许应力a:
决定极限应力和齿面硬度:
小齿轮为230HBS,根据190HBS图10-21=580兆帕,=550兆帕图10-20=450兆帕,=380兆帕Bkfn1=60n3jlh=60x269.66x1x(2x8x300x5)=3.883x108
N2=N1/u=3.883×108/3=1.294×108
参考图10-19,千赫N1=0.96,千赫N2=0.98
计算容许接触应力
从图10-18中的容许应力接触疲劳应力公式中取kFE1=0.89
kFE2=0.91
(4)齿轮主要尺寸的初步计算
N1=3.883×108
N2=1.294×108
米
据说,由于低速级的负载比高速级的负载大,所以根据公式(10-26)通过低速级的数据进行计算,即dt≥确定每个参数的值1)试验负载系数K=1.3
2)
计算由小齿轮传递的扭矩T1=9.55×106×P/N3=9.55×106×4.9/269.66
=1.74×104牛米
3)
材料的弹性影响系数取《机械设计》表10-6中的ZE=189.8
4)小齿轮分度圆直径d1t的试算
dt≥=47.53毫米
5)计算圆周速度
v===0.671米/秒
由于存在轻微振动,请查阅表10-2,得出KA=1.25。
根据v=0.67m/s和8级精度,可从图10-8中找到动态负载系数kv=1.03。
T1=1.74×104牛米
dt≥47.53毫米
v=0.671m/s
米
计算并假设由于结果,负载系数k=ka*kv*KHα*KHβ=1.25×1.03×1×1.2。
=1.545
6)
根据公式(10-10a)根据实际载荷系数校正的分度圆直径为d1==mm=50.34mm
50.34=42.789毫米
7)
计算大端模量mmm=mm=1.94
毫米
(5)、根部弯曲疲劳强度设计
根据公式(10-23)Mn≥确定计算参数1)根据表10-9计算负荷系数,发现KHβbe=1.25
KFβ=1.5
KHβbe=1.875
k=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414
2)齿廓系数和应力修正系数
K=1.545
D1=50.34毫米
dm1=42.789毫米
m=1.94
K=2.414
米
计算和说明表明,齿廓系数和应力修正系数是根据等效齿数计算的。
其中,查表10-5齿廓系数yfa1=2.57;YFa2=2.06
应力校正系数
ysa1=1.60;Ysa2=1.97
3)计算并比较大、小齿轮
==0.01437
==0.01643
大齿轮的数量很大。
4)设计计算Mn≥1.812
与计算结果相比,由抗弯强度计算的模量可取为1.812,并四舍五入到最接近的标准值m=2m=2mm
根据接触疲劳强度,分度圆的直径D1等于50.34毫米,并计算小齿轮齿数。
Z1=d1/m=50.34/2=25.17取Z1=25
=
0.01437
=
0.01643
mn≥1.812
Z1=25
考虑到齿数Z2=3x25=75(7)、大齿轮几何尺寸计算结果清晰
1)计算分度圆的直径D1=mz=2×25=50毫米D2=mZ1=2×75=150毫米2)计算锥度距离R==79.06
3)计算齿轮宽度
b=RφR=79.06x0.3=23.7
以B2=30毫米为例
B1=25mmv、
轴
(1)、减速器输入轴(1轴)的设计计算
1、初步确定轴的最小直径
选择45#调质,硬度为217-255HBSPI=5的HBS轴的输入功率.25
千瓦
转速为nI=960r转/分。
根据教材P370(15-2)公式,查阅表15-3,取A0=115d≥2、计算作用在齿轮上的力。
Z2=75d1=50毫米D2=150毫米R=79.06
b=23.7
B2=30毫米
B1=25mm毫米d≥计算和说明:
由于已知小齿轮分度圆的直径为d1=50mm毫米,Ft1==2067.2N
Fr1=Ft=752.4N
圆周力Ft1和径向力Fr1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计
1)绘制轴上零件的装配图1,5-滚动轴承2-轴3-齿轮轴的齿轮齿部分6-密封盖7-轴承端盖8-轴端挡圈9-半联轴器2)确定从联轴器右侧到第一部分的轴各部分的直径和长度。
由于联轴器通过键与轴连接,轴应增加5%,取φ=22mm。
根据计算扭矩TC=ka×ti=1.3×52.2=67.86nm,检查标准GB/T
从5014年到1986年,选择了YL6法兰联轴器。
半联轴器的长度为l1=52mm毫米,轴的长度为L1=50毫米
从右侧第二节开始,考虑联轴器的轴向定位要求,该节的直径Ft1=2067.2N
Fr1=752.4N
D1=24毫米
计算L1=50毫米,计算结果为φ30毫米。
根据装拆轴承端盖的要求和给轴承添加润滑脂的方便性,端盖外端面与半联轴器左端面之间的距离取为30毫米。
因此,这一段的长度是L2=从右边到第三段74毫米。
该部分配有滚动轴承。
如果选择深沟球轴承,轴承具有径向力,而轴向力为零。
选择6207型轴承。
其尺寸为d×D×B=35×72×17,则该段直径为35mm,长度为L3=20mm。
右侧第四段为滚动轴承定位肩,其直径应小于滚动轴承内圈外径,取D4=φ45mm,取L4=22.5mm
从右边数第五段是齿轮轴段。
由于齿轮顶圆的直径为φ54毫米,分度圆的直径为φ50毫米,齿轮的宽度为55毫米,这一段的直径为D5=φ54毫米,长度为l5=L5=55mm毫米。
从右边数第六段是滚动轴承的定位肩。
其直径应小于滚动轴承内圈的外径。
取D6=φ45毫米,L6=22.5毫米
右边第七个部分是安装滚动轴承的地方。
轴直径为D7=φ35毫米,长度为L7=20毫米。
4、找出轴上的负载
1)根据轴承反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。
水平面的反作用力:
RA=RB=Ft/2=1033.6N
垂直面反作用力:
选择深沟球轴承,法=0
D2=30毫米L2=74毫米D3=35mm毫米L3=20毫米D4=φ45毫米L4=22.5毫米
D5=φ54毫米
L5=55mm毫米D6=φ45毫米L6=22.5毫米
D7=φ35毫米,L7=18mm毫米
RA=RB=1033.6N
米
计算并假设RA’=RB’=Fr/2=376.2N
2)
制作轴上各段的受力情况和弯矩图。
3)判断危险区域并检查强度。
从右数第四个截面的截面C处的等效弯矩最大,但其直径与相邻截面相差不大,因此截面C为危险截面。
已知MEc2=70.36纳米
从教科书表15-1中,有:
[σ-1]=60兆帕:
RA’=RB’376.2
N
考虑到上述结果,σe=mec2/w=mec2/(0.1d43)
=70.36×1000/(0.1×453)=7.72
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