两级减速箱课程设计说明书.docx
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两级减速箱课程设计说明书
课程设计说明书
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2011年月日
目录
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…18
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
九、设计小结…………………………………………………..23
十、参考资料目录……………………………………………..23
带式运输机传动装置
一、传动方案拟定
(1)工作条件:
使用年限8年,工作为两班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
输送带拉力F=2600N;带速V=2.2m/s;
滚筒直径D=3800mm;
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η2滚×η齿轮×η联轴器×η滚筒×η滑
=0.97×0.992×0.97×0.99×0.96×0.98动=0.86
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=2600×0.22/1000×0.86
=6.65KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.2/π×370
=111r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。
取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒
=(6~24)×111=666~2664r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
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2方案比较适合,则选n=1000r/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
Y160-M。
其主要性能:
额定功率:
7.5KW,满载转速970r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=970/11=8.74
2、分配各级传动比
(1)据指导书P7表1,取齿轮iv带=2.5(单级减速器i=2~4合理)
(2)∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=8.74/2.5=3.5
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.5=388(r/min)
nIII=nII/i齿轮=400/3.5=111(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P0=P额定=7.5KW
PI=P0×η带=7.5×0.97=7.275KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=7.275×0.97×0.99
=6.986KW
3计算各轴扭矩(N·m)
4To=9550×P0/N0=9550×7.5/970
=73.84N·m
TI=9550×PI/nI=9550×7.275/388
=179.06N·m
TII=9550×PII/nII
=9550×6.986/111
=601.05N·m
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V选带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1.1
PC=KAP=1.1×7.5=8.25KW
由课本P82图5-10得:
选用B型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由表13-7,取d1=140mm,§=0.02
dd2=n1/n2·d1(1-§)=970/388×140×(1-0.02)=343mm
由课本表13-7,取d2=355mm
实际从动轮转速n2’=n1d1/d2=970×140/355
=382r/min
转速误差为:
n2’-n2/n2=382-388/388
=0.015<0.05(允许)
带速V:
V=πd1n1/60×1000
=π×140×970/60×1000
=7.11m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得,初选中心距
a0=1.5(d1+d2)=1.5×(140+355)=742.5m
取a0=750mm,符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(d1+d2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×750+1.57(140+355)+(355-140)2/4×750
=2316mm
根据课本P71表(5-2)取Ld=2240mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=750+(2240-2136)/2
=802mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(d1-d2))/a×57.30
=1800-(355-140)/802×57.30
=1650>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据表13-3/4得P0=1.62KW△P0=0.30KW
表13-5/2Kα=0.97KL=1
得
Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL
=8.25/(1.62+0.30)×0.97×1
=4.43
取Z=5根
(6)计算轴上压力
由课本表查得q=0.17kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×8.25/5×7.11×(2.5/0.97-1)+0.17×7.112]N=191.6N
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×191.6sin1650/2
=1899.6N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40MnB,调质,齿面硬度为260HBS。
大齿轮选用ZG35Mn,调质,齿面硬度225HBS;根据表选8级精度。
选取安全系数SH=1.1,σHlim1=700MpaσHlim2=540Mpa
[σH]1=σHlim1/SH=700/1.1Mpa
=636Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=540/1.1Mpa
=491Mpa
查得SF=1.3,σFlim1=240MpaσFlim2=180Mpa
[σF]1=σFlim1/SF=240/1.3Mpa
=185Mpa
[σF]2=σFlim2/SF=180/1.3Mpa
=138Mpa
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由a1≥76.43(kT1(u+1)/φau[σH]2)1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=3.5,载荷系数k=1.5
取小齿轮齿数Z1=30。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3.5×30=105
实际传动比I0=105/30=3.5
传动比误差:
i-i0/I=3.5-3.5/3.5=0<2.5%可用
齿数比:
u=3.5
由表取φa=0.4
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=179060N·mm
(4)许用接触应力[σH]
故得:
a1≥(u+1)[(305/σH)×KT1/φau]
=(3.5+1)×[(305/491)2×1.5×179060/0.4×3.7]1/3mm
=206.2mm
初选螺旋角&=150,故,
mn=2acos&/(Z1+Z2)=2×210×cos15/135=3.01根据课本表取标准模数:
m=3mm
确实中心距a=mn(Z1+Z2)/2cos&=210
齿宽:
b=φaa=0.4×210mm=84mm
取b1=90mmb2=84mm
(5)齿形系数YFa
根据齿数Z1=30,Z2=105由表6-9相得
YFa1=2.6YFa2=2.226)许用弯曲应力[σF]
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=1.6kT1cos&/bm2Z1=(1.6×5.566×179060)/(84×32×30) =47.5Mpa<[σF]1
σF2=σF1×YFa2/YFa1
=47.5×2.22/2.6=40.56Mpa<[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(7)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×2×30×388/60×1000
=1.22m/s
&=arccosmn(Z1+Z2)/2a=arccos(3×135/2×210)=15.360
大,小齿轮参数:
分度圆直径:
d1=mZ1/cos&=3×30/0.9643=93.332mm
d2=mZ2 /cos&=3×1.5/0.9643=319.162mm
齿顶高ha=mn=3齿根高hf=1.25mn=3.75
齿顶圆直径da1=d1+2ha=99.332mm
da2=d2+2ha=332.662mm齿根圆直径df1=d1-2hf=85.832mm
df2=d2-2hf=319.162mm
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45钢调质,硬度217~255HBS
根据设计手册例题,并查表10-2,取c=107
d≥107(7.275/388)1/3mm=28.426mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=28.426×(1+5%)mm=29.84
∴选d=31.5mm
2、轴的结构设计
(1)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,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=31.5mm长度取L1=90mm
II段:
d2=38
III段直径d3=45
初选用7309AC角接触球轴承,其内径为45mm,
宽度为25mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为23mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为66mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=66
Ⅳ段直径d3=53mm
L3=50mm
Ⅵ段直径d4=60mm
L4=88mm
d5=60mm
L=13mm
d6=45mm
L6=35
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=93.332mm
②求转矩:
已知T2=179060N·mm
③求圆周力:
Ft
Ft=2T2/d2=2×179060/93.332=3849N
压轴力:
1899.6
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα/cosB=3849×tan200/cos15.360=1453N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=80.5mm
⑥轴向力Fa= Ft×tgB=3849×tg15.360=1057
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=(Fr×L/2+Fa×d2)/2L=1033N
FBY=Fr-FAY=420N
FAZ= Ft/2=3849/2=1925
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=420×80.5×0.001=34N·m
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1925×80.5×0.001=155N·m
压轴力产生的弯矩:
Mf=F*K=1899.6×123.5×0.001=235
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=Mf+(MC12+MC22)1/2=117+(832+1552)1/2 =26.6N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=179.06N·m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[2932+(0.6×179.06)2]1/2=312N·m
(7)校核危险截面直径
d3=(Me/0.1[σ-1]b-3)-3=(312000/0.1×60)-3
=37.3
考虑到键对轴的削弱,将d增大4%,故
D=1.04×37.3=39
因为轴的危险截面直径=53>39
所以合格
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据设计手册表取c=107
d≥c(P3/n3)1/3=107(6.986/11)1/3=42.56mm
取d=45mm
2、轴的结构设计
(1)轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7412AC型角接球轴承,其内径为60mm,宽度为35mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长82mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=326.662mm
②求转矩:
已知T3=601050N·mm
③求圆周力Ft:
Ft=2T3/d2=2×601050/326.662=3680N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα/cosB==1389N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=79.5mm
⑥轴向力Fa= Ft×tgB=3680×tg15.360=1011
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAY=(Fr×L/2+Fa×d2)/2L=1733N
FBY=Fr-FAY=-344N
FAZ= Ft/2=3680/2=1840
截面C在垂直面弯矩为:
MC1=FAZL/2=1925×80.5×0.001=155N·m
(3)截面C在水平面弯矩为:
MC2=FAZL/2=1840×0.0975=146
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(1382+1462)1/2 =201N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=667N·m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[2012+(0.6×667)2]1/2=488N·m
(7)校核危险截面直径
d3=(Me/0.1[σ-1]b-3)-3=(448000/0.1×60)-3
=42.1
考虑到键对轴的削弱,将d增大4%,故
D=1.04×42.1=44
因为轴的危险截面直径=67>44
所以合格
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=388r/min
两轴承径向反力:
FR1=1971FR2=4239N
初先两轴承为角接触球轴承7309AC型
轴承内部轴向
FS=0.68FR则FS1=1340FS2=2883N
(2)
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=3940NFA2=2883N
(3)求系数x、y/
根据课本表得e=0.68
FA1/FR1=3940N/1971N>0.68
FA2/FR2=2883N/4239N=0.68
FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1
y1=0.87y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本表取fP=1
P1=1(x1FR1+y1FA1)=1×(0.41×1971+0.87×3940)=4235N
P2=1(x2FR1+y2FA2)=1×(1×4239+0)=4239N
(5)轴承寿命计算
∵P1 ∵角接触球轴承ε=3ft=1 根据手册得7206AC型的Cr=47500N LH=10根据课本表得 e=106/60n(ftCr/fpP)ε =106/60×388×(1×47500/1×4239)3 =60437h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=111r/min 两轴承径向反力: FR1=2528FR2=1872N 初先两轴承为角接触球轴承7309AC型 轴承内部轴向 FS=0.68FR则FS1=1719FS2=1273N (2) 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 FA1=2284NFA2=1273N (3)求系数x、y/ 根据课本表得e=0.68 FA1/FR1=2284N/2528N>0.68 FA2/FR2=1273N/1872N=0.68 FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1 y1=0.87y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本表取fP=1.5 P1=1(x1FR1+y1FA1)=1.5×(0.41×2528+0.87×2284)=4536N P2=1(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1872+0)=2771N (5)轴承寿命计算 ∵P1>P2故取P=4536N ∵角接触球轴承ε=3ft=1 根据手册得7206AC型的Cr=102000N LH=10根据课本表得 e=106/60n(ftCr/fpP)ε =106/60×388×(1×102000/1.5×4536)3 =144718h>48720h ∴预期寿命足够 八、键联接的选择及校核计算 1.输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d1=31.5mm 查手册得,选用C型平键,得: 键A10×8GB1096-79L1=50mm l=L1-b=40mm T2=179.06N·mh=8mm 得 σp=4T2/dhl=4×179060/31.5×8×40 =71Mpa<[σR](125Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=53mmL3=50mmT=179.06N·m 查手册P51选A型平键 键16×10GB1096-79 l=L3-b=50-16=34mmh=8mm σp=4T/dhl=4×179060/53×10×40 =40Mpa<[σp](125Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=67mmL2=50mmT=601.05Nm 查手册P51选用A型平键 键20×12GB1096-79 l=L2-b=50-20=30mmh=12mm σp=4T/dhl=4×601050/67×12×30=100Mpa<[σp] 4、输出轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=45mmL3=70mmT=601.05N·m 查手册P51选A型平键 键14×9GB1096-79 l=L3-b=70-14=56mmh=9mm σp=4T/dhl=4×601050/45×9×56 =106Mpa<[σp](125Mpa) F=2600N V=2.2m/s D=3800mm n滚筒=111r/min η总=0.86 P工作=6.65KW 电动机型号 Y132M1-6 i总=8.74 算得: i齿轮=3.5 i带=2.5 n0=960r/min nI=400r/min nII=98r/min P0=5.5KW PI=5.34KW PII=5.12KW T0=73.84N·m TI=179.06N·m TII=601.05N·m d2=343mm 取标准值 d2=355mm n2’=384r/min V=6.63m/s 313mm≤a0≤894mm 取a0=750 Ld=2240mm a0=802mm Z=5根 F0=191.6N FQ=1899.6N αHlimZ1=700Mpa αHlimZ2=540Mpa [σH]1=636Mpa [σH]2=491Mpa σFlim1=240Mpa σFlim2=180Mpa SF=1.3 σF1=185Mpa σF2=138Mpa u=3.5 i齿=3.5 Z1=30 Z2=105 T1=179060N·mm a=210mm m=3mm b1=90mm b2=84mm V带=1.22m/s d1=93.332mm d2=319.162mm da1=99.332mm da2=332.662mm df1=85.832mm df2=319.162mm d=31.5mm d1=31.5mm L1=90mm d2=38mm L2=66mm d3=53mm L3=50mm d4=60mm L4=88mm d5=60mm L=13mm d6=45mm L6=35 1057 Ft=3849N Fr=1453N FAY=1033N FBY=420N FAZ=1925N MC1=34N·m MC2=83N·m MC=155N·m T=1799.06N·m Mec=312N·m [σ-1]b d=35mm Ft=3680N FAX1733N FAZ=-344N MC1=155N·m MC2=146N·m MC=201N·m Mec=488N·m 轴承预计寿命48720h x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 P1=3024N P2=1872N LH=60437h ∴预期寿命足够 x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 P1=4536N P2=2771N Lh=144718h 故轴承合格 A型平键10×8 σp=71Mpa A型平键 16×10 σp=40Mpa A型平键 20×12 σp=100Mpa A型平键 14×9 σp=106Mpa
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