机械设计一级斜齿圆柱齿轮减速器说明书解析.docx
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机械设计一级斜齿圆柱齿轮减速器说明书解析
机械设计(论文)说明书
题目:
一级斜齿圆柱齿轮减速器
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8年(300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带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。
计算传动装置的总效率ηa:
ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5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
已知条件为:
P=8KWn=310r/min
电动机所需工作功率为:
pd=
9.41KW
执行机构的曲柄转速为:
n=310r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=2~6,则总传动比合理范围为ia=4~24,电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(4×24)×310=1240~7440r/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Y160M-4的三相异步电动机,额定功率为11KW,满载转速nm=1460r/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=1460/310=4.7
(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=2,则减速器传动比为:
i=ia/i0=4.7/2=2.4
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=1460/2=730r/min
nII=nI/i=730/2.4=304.2r/min
nIII=nII=304.2r/min
(2)各轴输入功率:
PI=Pd×η1=9.41×0.96=9.03KW
PII=PI×η2⋅η3=9.03×0.98×0.97=8.58KW
PIII=PII×η2⋅η4=8.58×0.98×0.99=8.32KW
则各轴的输出功率:
PI'=PI×0.98=8.85KW
PII'=PII×0.98=8.41KW
PIII'=PIII×0.98=8.15KW
(3)各轴输入转矩:
TI=Td×i0×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
61.6Nm
所以:
TI=Td×i0×η1=61.6×2×0.96=118.3Nm
TII=TI×i×η2⋅η3=118.3×2.4×0.98×0.97=269.9Nm
TIII=TII×η2⋅η4=269.9×0.98×0.99=261.9Nm
输出转矩为:
TI'=TI×0.98=115.9Nm
TII'=TII×0.98=264.5Nm
TIII'=TIII×0.98=256.7Nm
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=1.1×9.41=10.35KW
根据手册查得知其交点在B型交界线范围内,故选用B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=140mm,则:
d2=n1×d1×(1-ε)/n2=i0×d1×(1-ε)
=2×140×(1-0.02)=274.4mm
由手册选取d2=280mm。
带速验算:
V=nm×d1×π/(60×1000)
=1460×140×π/(60×1000)=10.7m/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×(140+280)≤a0≤2×(140+280)
294≤a0≤840
初定中心距a0=567mm,则带长为:
L0=2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
=2×567+π×(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802mm
由表9-3选用Ld=1800mm,确定实际中心距为:
a=a0+(Ld-L0)/2=567+(1800-1802)/2=566mm
4验算小带轮上的包角α1:
α1=1800-(d2-d1)×57.30/a
=1800-(280-140)×57.30/566
=165.80>1200
5确定带的根数:
Z=Pc/((P0+∆P0)×KL×Kα)
=10.35/((2.83+0.46)⋅0.95⋅0.96)=3.45
故要取Z=4根B型V带。
6计算轴上的压力:
由初拉力公式有:
F0=500×Pc×(2.5/Kα-1)/(Z×V)+q×V2
=500×10.35×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72=205.4N
作用在轴上的压力:
FQ=2×Z×F0×sin(α1/2)
=2×4×205.4×sin(165.8/2)=1630.5N
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,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
1)材料:
高速级小齿轮选用40Cr钢调质,齿面硬度为小齿轮:
274~286HBW。
高速级大齿轮选用45钢调质,齿面硬度为大齿轮:
225~255HBW。
取小齿齿数:
Z1=21,则:
Z2=i×Z1=2.4×21=50.4取:
Z2=50
2)初选螺旋角:
β=150。
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=2.5
2)T1=118.3Nm
3)选取齿宽系数ψd=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=2.42
6)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ
=[1.88-3.2×(1/21+1/50)]×cos150=1.607
7)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79
8)由式8-19得:
Zε=
=
=
=0.789
9)由式8-21得:
Zβ=
=
=0.98
10)查得小齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim1=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:
σHlim2=530MPa。
11)计算应力循环次数:
小齿轮应力循环次数:
N1=60nkth=60×730×1×8×300×2×8=1.68×109
大齿轮应力循环次数:
N2=60nkth=N1/u=1.68×109/=7.01×108
12)由图8-19查得接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.88,KHN2=0.89
13)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=0.88×650=572MPa
[σH]2=
=0.89×530=471.7MPa
许用接触应力:
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=(572+471.7)/2=521.85MPa
3设计计算:
小齿轮的分度圆直径:
d1t:
=
=73.9mm
4修正计算结果:
1)确定模数:
mn=
=
=3.4mm
取为标准值:
3.5mm。
2)中心距:
a=
=
=128.6mm
3)螺旋角:
β=arccos
=arccos
=150
4)计算齿轮参数:
d1=
=
=76mm
d2=
=
=181mm
b=φd×d1=76mm
b圆整为整数为:
b=76mm。
5)计算圆周速度v:
v=
=
=2.9m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6)同前,ZE=189.8
。
由图8-15查得节点区域系数为:
ZH=2.42。
7)由式8-3得:
εα=[1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosβ
=[1.88-3.2×(1/21+1/50)]×cos150=1.607
8)由式8-4得:
εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79
9)εγ=εα+εβ=3.397
10)同前,取:
εβ=1
Zε=
=
=
=0.789
11)由式8-21得:
Zβ=
=
=0.98
12)由表8-2查得系数:
KA=1,由图8-6查得系数:
KV=1.1。
13)Ft=
=
=3113.2N
=
=41<100Nmm
14)由tanαt=tanαn/cosβ得:
αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan(tan200/cos150)=20.70
15)由式8-17得:
cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos15cos20/cos20.7=0.97
16)由表8-3得:
KHα=KFα=εα/cos2βb=1.607/0.972=1.71
17)由表8-4得:
KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.38
18)K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.71×1.38=2.6
19)计算d1:
d1≥
=
=73.9mm
实际d1=76>73.9所以齿面接触疲劳强度足够。
5校核齿根弯曲疲劳强度:
(1)确定公式内各计算数值:
1)当量齿数:
ZV1=Z1/cos3β=21/cos3150=23.3
ZV2=Z2/cos3β=50/cos3150=55.5
2)
εαV=[1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosβ
=[1.88-3.2×(1/23.3+1/55.5)]×cos150=1.628
3)由式8-25得重合度系数:
Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68
4)由图8-26和εβ=1.79查得螺旋角系数Yβ=0.87
5)
=
=3.11
前已求得:
KHα=1.71<3.11,故取:
KFα=1.71
6)
=
=
=9.65
且前已求得:
KHβ=1.38,由图8-12查得:
KFβ=1.35
7)K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.71×1.35=2.54
8)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:
齿形系数:
YFa1=2.66YFa2=2.32
应力校正系数:
YSa1=1.59YSa2=1.74
9)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:
σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa
10)同例8-2:
小齿轮应力循环次数:
N1=1.68×109
大齿轮应力循环次数:
N2=7.01×108
11)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:
KFN1=0.84KFN2=0.85
12)计算弯曲疲劳许用应力,取S=1.3,由式8-15得:
[σF]1=
=
=323.1
[σF]2=
=
=248.5
=
=0.01309
=
=0.01624
大齿轮数值大选用。
(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:
mn≥
=
=2.23mm
2.23≤3.5所以强度足够。
(3)各齿轮参数如下:
大小齿轮分度圆直径:
d1=76mm
d2=181mm
b=ψd×d1=76mm
b圆整为整数为:
b=76mm
圆整的大小齿轮宽度为:
b1=81mmb2=76mm
中心距:
a=128.5mm,模数:
m=3.5mm
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=9.03KWn1=730r/minT1=118.3Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=76mm
则:
Ft=
=
=3113.2N
Fr=Ft×
=3113.2×
=1173N
Fa=Fttanβ=3113.2×tan150=833.7N
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(第八版)》表15-3,取A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=25.9mm
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=27mm。
带轮的宽度:
B=(Z-1)×e+2×f=(4-1)×18+2×8=70mm,为保证大带轮定位可靠取:
l12=68mm。
大带轮右端用轴肩定位,故取II-III段轴直径为:
d23=32mm。
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=35mm;因轴既受径载荷又受轴向载荷作用,查轴承样本选用:
30207型单列圆锥滚子轴承,其尺寸为:
d×D×T=35×72×18.25mm,轴承右端采用挡油环定位,由轴承样本查得:
30207。
型轴承的定位轴肩高度:
h=3.5mm,故取:
d45=d67=42mm,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=81mm;则:
l34=T+s+a-l45=18.25+8+11-5=32.25mm
l78=T+s+a-l67=18.25+8+11+2-5=34.25mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据30207圆锥滚子轴承查手册得a=18.5mm
带轮中点距左支点距离L1=(70/2+35+18.5)mm=88.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=(81/2+32.25+5-18.5)mm=59.2mm
齿宽中点距右支点距离L3=(81/2+5+34.25-18.5)mm=61.2mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=1582.5N
FNH2=
=
=1530.7N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=-1969.6N
FNV2=
=
=1512.1N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH=FNH1L2=1582.5×59.2Nmm=93684Nmm
截面A处的垂直弯矩:
MV0=FQL1=1630.5×88.5Nmm=144299Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-1969.6×59.2Nmm=-116600Nmm
MV2=FNV2L3=1512.1×61.2Nmm=92541Nmm
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=
=149574Nmm
M2=
=131683Nmm
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α=0.6,则有:
σca=
=
=
MPa
=3.8MPa≤[σ-1]=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=8.58KWn2=304.2r/minT2=269.9Nm
2求作用在齿轮上的力:
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=181mm
则:
Ft=
=
=2982.3N
Fr=Ft×
=2982.3×
=1123.7N
Fa=Fttanβ=2982.3×tan150=798.7N
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(第八版)》表15-3,取:
A0=112,得:
dmin=A0×
=112×
=34.1mm
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(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小,故取:
KA=1.2,则:
Tca=KAT2=1.2×269.9=323.9Nm
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;因轴既受径载荷又受轴向载荷作用,查轴承样本选用:
30210型单列圆锥滚子轴承,其尺寸为:
d×D×T=50mm×90mm×21.75mm。
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=74mm,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=21.75+8+11+2.5+2=45.25mm
l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+21.75+8+11+2.5-6=39.25mm
5轴的受力分析和校核:
1)作轴的计算简图(见图a):
根据30210圆锥滚子轴承查手册得a=mm
齿宽中点距左支点距离L2=(76/2-2+45.25-)mm=81.2mm
齿宽中点距右支点距离L3=(/2+6+39.25-)mm=83.2mm
2)计算轴的支反力:
水平面支反力(见图b):
FNH1=
=
=1509.3N
FNH2=
=
=1473N
垂直面支反力(见图d):
FNV1=
=
=1008.4N
FNV2=
=
=-115.3N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:
截面C处的水平弯矩:
MH
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