一级圆柱齿轮减速器说明书.docx
- 文档编号:12810586
- 上传时间:2023-06-08
- 格式:DOCX
- 页数:30
- 大小:133.85KB
一级圆柱齿轮减速器说明书.docx
《一级圆柱齿轮减速器说明书.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《一级圆柱齿轮减速器说明书.docx(30页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
一级圆柱齿轮减速器说明书
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………3
二、电动机的选择…………………………………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、普通V带的设计………………………………………….10
六、齿轮传动的设计…………………………………………..15
七、传动轴的设计………………………….…………………..18
八、箱体的设计………..…………………….………………….27
九、键连接的设计………………………………………………29
十、滚动轴承的设计……………………………………………31
十一、润滑和密封的设计………………………………………32
十二、联轴器的设计……………………………………………33
十三、设计小结……………………………………………….....33
设计题目:
V带——单级直齿圆柱齿轮减速器
机械系
设计者:
学号:
指导教师:
一、设计课题:
1
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作,单向运转载荷变化不大,空载启动。
减速器小批量生产,使用期限10年,二班制工作,卷筒不包括其轴承效率为97%,运输带允许速度误差为±5%。
运输带拉力F(KN)
1.65
运输带速度V)(m/s
1.35
卷筒直径D)mm(
380
设计任务要求:
1.减速器装配图纸一张(A1号图纸);
2.零件图纸一张(A2号或A3号图纸);
3.设计说明书一份(5000~8000字);
2
计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动年,工作为二班工作制,101、工作条件:
使用年限载荷平稳,环境清洁。
;2、原始数据:
滚筒圆周力F=1650NV=1.35m/s;带速D=380mm;滚筒直径方案拟定:
采用V带传动与齿轮传动的组合,即可满足传动比
要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应使用维护方便。
结构简单,大起动转矩工况要求,成本低,
1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器5.滚筒6.运输带
3
二、电动机选择系列三相异步电动选择Y1、电动机类型和结构的选择:
机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
、电动机容量选择:
2
电动机所需工作功率为:
(kw)式
(1):
P=P/ηWad由式
(2):
P=FV/1000(KW)W因此P=FV/1000ηa(KW)d由电动机至运输带的传动总效率为:
3×η×η×η×ηη=η5243总1
式中:
η、η、η、η、η分别为带传动、轴承、齿25143轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取ηηηη0.980.96,2=.=0.97971,3=,4=03则:
η=0.96×0.98×0.97×0.99×0.96总=0.83
所以:
电机所需的工作功率:
P=FV/1000ηd总=(1650×1.35)/(1000×0.83)
=2.68(kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为:
4
n=60×1000·V/(π·D)卷筒=(60×1000×1.35)/(380·π)
=67.9r/min
选取传动比合理范围:
取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I'=3~5
取V带传动比I'=2~4;1则总传动比理论范围为:
Ia'=6~20。
故电动机转速的可选范为
N'd=I'a×n卷筒
=(6~20)×67.9
=407.4~1358r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min1000r/min1500
r/min,再根据计算出的容量,由附表8-1查出有三种适用的电动机型号,其技术参数及传动比的比较情况见下表。
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速(r/min)
传动装置的传动比
/kW
Ped
同步转速
满载转速
总传动比
带
齿轮
1
Y132M-8
3
750
710
10.46
2
5.23
2
Y132S-6
3
1000
960
14.14
2.8
5.05
3
Y100L2-4
3
1500
1420
20.91
3
6.97
5
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比,比较两个方案可知:
选为型号定电动机。
2比较合适因此选择方案满载转=3KW,Y132S-6,所选电动机的额定功率Ped,总传动比适中,传动装置结构较=960r/min速nm紧凑。
所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示
H
中心高
外形尺寸HD
×L×(AC/2+AD)
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
尺寸轴伸×ED
装键部位尺寸GDF×
132
×520345×320
140216×
12
38×80
41
×10
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:
n和工作机主动轴转速由选定的电动机满载转速nm1、可得传动装置总传动比为:
ia=nm/n=nm/n卷筒=960/67.9
=14.14
6
总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ii分别为带传动i(式中ia=i×、00和减速器的传动比)、分配各级传动装置传动比:
2i=2.8P7表1,取根据指导书)i=2~4(普通V带0i×ia=i因为:
0i/i=ia所以:
014.14/2.8=5.05
=四、传动装置的运动和动力设计:
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴,Ⅱ轴,......以及......为相邻两轴间的传动比ii,10,ηη为相邻两轴的传动效率......,,1201)(KW......PP为各轴的输入功率Ⅱ,Ⅰ,m)为各轴的输入转矩(N·......TTⅡ,Ⅰ,(r/min)......n,n为各轴的输入转矩,ⅠⅡ得到各轴可按电动机轴至工作运动传递路线推算,的运动和动力参数运动参数及动力参数的计算1、
7
(1)计算各轴的转数:
=n/iⅠ轴:
nⅠ0mr/min)=960/2.8=342.86(/in=nⅡ轴:
ⅠⅡ1
=324.86/5.05=64.33r/min
n=64.33r/min卷筒轴:
=nⅡⅢ
)计算各轴的功率:
(2
η×=P×η=PⅠ轴:
PⅠ1
d01d
0.96=2.57(KW)=2.68×
η×η×PⅡ轴:
=P×η=PⅠⅠ3
Ⅱ122
得由指导书的表10.97
0.98×=2.57×到:
1=0.96η=2.45()KW2=0.98η3=0.97ηη=Pη卷筒轴:
P=Pη4
2·23Ⅱ·ⅢⅡ·4=0.99η)KW0.99=2.370.98=2.45××(
计算各轴的输入转矩:
8
电动机轴输出转矩为:
2.68/960×P/n=9550T=9550·dmdm·=26.66Nη·η=T·i·Ⅰ轴:
T=T·i0ddⅠ0101m×=26.66×2.80.96=71.66N·η·i·η=TⅡ轴:
T=T·i·η1ⅠⅠ14·122Ⅱm0.99=351.11N·×0.98×=71.66×5.05卷筒轴输入轴转矩:
ηη=TT4
2·ⅢⅡ·m
·0.98×0.99=340.65N=351.11×计算各轴的输出功率:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
KW×0.98=2.52'=P×η=2.57故:
PⅠⅠ轴承KW
0.98=2.40×η=2.45×P'=P轴承ⅡⅡ计算各轴的输出转矩:
由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:
则:
η×T'=TⅠⅠ轴承mN·=71.66×0.98=70.23
η=T×T'Ⅱ轴承Ⅱm
N·×=351.110.98=344.09
为带传动传动比i0为减速器传动比i1滚动轴承的效率η在为0.98~0.9950.98本设计中取
综合以上数据,得表如下:
9
轴名
)KW(效率P
转矩T(N·m)
转速nr/min
i传动比
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
2.68
26.66
960
2.8
0.96
Ⅰ轴
2.57
2.52
71.66
70.23
342.86
5.05
0.95
Ⅱ轴
2.45
2.40
351.11
344.09
64.33
1.00
0.97
卷筒轴
2.37
2.32
340.65
3384
64.33
.带的设计五V带型号
(1)选择普通V两班制已知P额=3kW转速n=342.86r/min3.36kW2.8计算功率:
P=KP=1.2×=1.cA3.36kW
=P选取K=1.2cA960r/min
和n2.选择带型:
根据P==3.6kW1c型8-11由图选取Aid=,d3.确定带轮基准直径:
由表9-2确定d11dd2d274mm)≈960/342.861-ε)=×100×(1-0.02(9-2取标准值查表280mm==d100mm,d选取1d2d1000/60.d验算带速:
4.V=∏.n×11d1000
×960/60100=∏××5.024m/s
=
查8-7由课本P156表KA=1.2得9-2P132表由课本型小带A得,推荐的为准轮基直径75mm~125mm
五10
5m/s 因为500mm: 初定中心距a=5.验算带长02/4a)(d-d(d+d)/2+L=2a+∏1d1d2ddd02002(280-100)280)/2+[2×500+∏(100+=/4×500]㎜=1612.8㎜由表10-2选取相近的L=1600mmd)/2 ≈a+(L-L确定中心距: a0dd0(1600-1612.8)/2]mm+=[500494mm =a=a–0.015L=(494-0.015×1600)mm=470mm dmina=a+0.03L=(494+0.03×1600)mm=542mmdmax选取a等于500mm: 验算小带轮的包角7.00α-d(d-57.3)/a×=1801d2d100(280-100)/500=180×-57.30159=0,故符合要求。 因α>12018.单根V带传递的额定功率: 根据d和n,11d查图10-9得P=1.4kW 1 由机械设计书 表9-4查得P0=0.95由表9-6查得 △P0=0.11由表9-7查得 Kα=0.95由表9-3查得KL=0.96 由课本表9-2得,推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm 由机械设计书 11 带传递的额定功率增量: 据带型及V9.i≠1时单根0.17kW=i查表10-5得△P110.确定带的根数: 查表10-6: K=0.9á查表10-7: K=0.99l] K/[(P+△P)KZ=PClá11=3.6/[(1.4+0.17)×0.95×0.99]=2.443 Z=故取0.01kg/m=10-1: q11.单根V带的初拉力: 查表2qv)+=F500[(2.5/0.95)-1](P/ZCv02N×7.437.43)+0.10(=500[(2.5/0.95)-1]3.6/3×=137.3N 12.作用在轴上的力: F=2ZFsin(α/2)Q01=2×3×137.3×sin(159/2)N =810N 13.带轮的结构和尺寸: 以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-7选定小带轮为实心轮,轮槽尺寸及轮宽按表10-3计算,并参查《简明机械零件设计实用手册》,从而画出小带轮工作图。 表9-4查得P0=2.08 由表9-6查得△P0=0.30 由表9-7查得Kα=0.95由表9-3查得KL=1.00 12 带轮示意图如下: 13 六、齿轮传动的设计: 、依据传动方案选定直齿圆柱齿轮传动。 (1)级精度、依据运输机工作机转速选择7 (2))。 (GB10095-8840Cr10-1选择小齿轮为3)、材料选择: 由表((调钢280HBS,大齿轮材料为45(调质),硬度为。 ,二者材料硬度相差40HBS质),硬度为240HBS、初选主要参数(5),u=4.5Z=2014.5=90 ×·u=20Z=Z12)按齿面接触疲劳强度计算(6计算小齿轮分度圆直径 2? ? ZkTu? 12≥d? ? E1322.13? ? ]σ[Φdu? ? H确定各参数值K=1.3取○载荷系数1小齿轮名义转矩○25523.? .5? 10495.5? 1095P1=T1=86342n.15mm ·N10=1.18×d=1.选取齿宽系数Φ○由表10-73材料弹性影响系数○3Z=189.8由课本表6-7MPaE=2.5Z区域系数○4H 14 重合度系数○5ε)1/Z+1/Z=1.88-3.2·(t21=1.69)(1/20+1/90=1.88-3.2×ε? 469.? 14=Zεt770.? ? 33a)查课本图6-21(○许用应力6MPa560? 610MPa[σ]? ][σ2lim1HlimH=1按一般可靠要求取S查表6-8Hσ则1HlimMPa[σ? 610? ]1HSHσHlim2MPa? ]σ? 560[2HSH=560Mpa]取两式计算中的较小值,即[σH2? ? Z2kTZZ1u? ≥d于是? ? εE1H31? ? ][uσΨd? ? H2577? 0..1898? 2.5.? 12? 1.18? 104.5? 12? ? =3? ? 560514.? ? =52.82mm 确定模数(4)52.82/20=2.641m=d1/Z1≥ m=3 取标准模数值 (5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算KT2校核1]YY? [σ? σFFSεFmbd120=60mmZ=3d=m·○式中小轮分度圆直径1×160=60mm×=1.0·Ψ齿轮啮合宽度○b=d21d 15 =3.95Y=4.38○复合齿轮系数Y3FS2FS1ε=0.25+0.75/Yε○重合度系数4t =0.25+0.75/1.69=0.6938 a)查图6-22(○许用应力5=220Mpa σσ=245MPaFlim2Flim1=1.25 ,取S查表6-8Fσ245则1FlimMP? 196]? ? [σaF125S1.Fσ2202FlimMP? ? ][σ? 176a2F25.1SFY计算大小齿轮的并进行比较○6FSσFYY953.4.382FSFS102244.02234? ? ? 0.? 0176σ[σ]]196[21FFYY<1FS2FS]σ[][σ2F1F则有取较大值代入公式进行计算 5KT210? ? 21.182? 1.1σ.6938.? YY? 395? 0? εFS2F2m60? bd603? 1=71.86<]σ[2 F故满足齿根弯曲疲劳强度要求)几何尺寸计算(620=60mm·=mdZ=3×1 16 90=270mm =3×=m·dZ12/2=165mm×(20+90))a=m·(Z+Z=321b2=60b=60mm取小齿轮宽度b1=65mm(7)验算初选精度等级是否合适1000)·n1/(60×v=齿轮圆周速度π·d1)×342.86/(601000=3.14×60×=1.08m/s 级精度合适。 6-5可知选择8对照表轴的设计七,齿轮轴的设计1确定轴上零件的定位和固定方式(如图) (1)—套筒43—齿轮轴的轮齿段—轴1,5—滚动轴承2—键109—带轮876—密封盖—轴端挡圈—轴承端盖按扭转强度估算轴的直径 (2) 17 217~255HBS调质,硬度选用45#=4.32KW P轴的输入功率为Ⅰ=nⅠ转速为342.86r/minc=115 13-2,取(13-2)式,并查表根据课本P20532.P4d≥mm.76? ? C·26? 11533.86342nⅠ确定轴各段直径和长度(3)从大带轮开始右起第一段,由于带轮与轴通○1又带,Φ30mm5%,取D=过键联接,则轴应该增加1fe+2·(Z-1)·轮的宽度B==(3-1)×18+2×8=52mm=60mm L则第一段长度138mm=Φ○右起第二段直径取D22根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要取端盖的外端面与带轮的左端面间求和箱体的厚度,=70mm L的距离为30mm,则取第二段的长度2右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟○36208球轴承,选用则轴承有径向力,而轴向力为零,,那么该段18×B=40×80型轴承,其尺寸为d×D×=20mm L40mm,长度为的直径为DΦ=33右起第四段,其直为滚动轴承的定位轴肩,○4,径应小于滚动轴承的内圈外径,取D=48mmΦ4=10mm 长度取L4 P的值为前Ⅰ页中面第10给出在前面带轮的计算中已Z=3 经得到其余的数据手册得到ΦD=30mm1=L60mm 1=D38mmΦ2=L70mm 2=D40mmΦ3L20mm 3==D48mm Φ4=L10mm4=D66mm Φ5 18 ○由于齿轮的右起第五段,该段为齿轮轴段,5,齿Φ60mmΦ66mm,分度圆直径为齿顶圆直径为,Φ66mm,则,此段的直径为D=轮的宽度为65mm5=65mm 长度为L5其直右起第六段,为滚动轴承的定位轴肩,○648mm径应小于滚动轴承的内圈外径,取D=Φ6=10mm 长度取L6右起第七段,该段为滚动轴承安装出处,○7=18mmL40mm,长度取轴径为D=Φ77(4)求齿轮上作用力的大小、方向=60mm小齿轮分度圆直径: ○d115mmN·10○作用在齿轮上的转矩为: T1=1.182×Ft○求圆周力: 3510=2×1.18Ft=2T/d/60=1966.67N ×22求径向力Fr○40=628.20Ntan20=Ft·tanα=1966.67Fr×的方向如下图所示,FtFr)轴长支反力(5根据轴承支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。 /2=983.33N=R=F水平面的支反力: RtBAFa=0垂直面的支反力: 由于选用深沟球轴承则62/124=314.1N ×'=R'那么R=FrBA =L65mm5=D48mm Φ6=L10mm6=D40mm Φ7=L18mm7=F1966.66Nm t Fr=628.20Nm RR=B A=983.33Nm ''=RRBA=314.1N 19 6)画弯矩图(处的弯矩: 右起第四段剖面C62=60.97Nm×M=P水平面的弯矩: AC62=19.47Nm×''=M'=R垂直面的弯矩: MAC2C1合成弯矩: 2222Nm0? 9764? 19.M47.? ? M? M? M60.1C1CC2C/2=59.0NmdT=F×(7)画转矩图: 1t8)画当量弯矩图(=0.6因为是单向回转,转矩为脉动循环,α可得右起第四段剖面C处的当量弯矩: 22Nm14? 73M.? M? (αT)22CeC9)判断危险截面并验算强度(处当量弯矩最大,而其直右起第四段剖面C○1为危险截面。 径与相邻段相差不大,所以剖面C: 有M=73.14Nm,由课本表13-1已知eC2则: =60Mpa[σ]-13) ·Dσ=M/W=M/(0.14eC2eC2e3σ×44])=8.59Nm<[=73.14×1000/(0.1-1处虽仅受转矩但其直径较小,D右起第一段○2故该面也为危险截面: 2Nm4596? ? 35.0)M(? αT? .D3) ·D/(0.1=Mσ/W=M1eDD3][××=35.41000/(0.130)=13.11Nm<σ-1 =M60.97Nm C''=MMC2C1=19.47Nm =MMC2 C1=64.0Nm T=59.0Nm =0.6 α =M73.14Nm eC2 ][σ=60Mpa -1 M=35.4Nm D 20 。 所以确定的尺寸是安全的 受力图如下: 21 输出轴的设计计算(如图)确定轴上零件的定位和固定方式 (1)—密封盖64—套筒5—滚动轴承2—轴3—齿轮1,—半联轴器109—轴端挡圈87—键—轴承端盖按扭转强度估算轴的直径 (2)217~255HBS 调质,硬度选用45#=4.11KW P轴的输入功率为Ⅱ=Ⅱ转速为n77.22r/minc=115 13-2,取13-2根据课本P205()式,并查表11.P4≥dmm.28? 43C·? 115? 332277n.Ⅰ确定轴各段直径和长度(3)从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通○145,根据5%过键联接,则轴应该增加,取Φmm查=1.3518.34=673.84T计算转矩T=K××,NmⅡAC型弹性柱销联LXZ,选用—标准GB/T501420032=82mm L=84mm,l轴器,半联轴器长度为轴段长11
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 一级 圆柱齿轮 减速器 说明书