二级齿轮减速器设计说明书x.docx
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二级齿轮减速器设计说明书x.docx
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二级齿轮减速器设计说明书x
机械设计课程设计
设计说明书
设计题目带式输送机传动装置
设计者
班级
学号
指导老师
时间
一、设计任务书···························2
二、传动方案拟定·························2
三、电动机的选择·························3
四、传动装置的运动和动力参数计算············4
五、高速级齿轮传动计算····················5
六、低速级齿轮传动计算····················6
七、齿轮传动参数表·······················8
八、轴的结构设计·························8
九、轴的校核计算·························11
一十、滚动轴承的选择与计算··················16
一十一、键联接选择及校核·····················18
一十二、联轴器的选择与校核····················18
一十三、减速器附件的选择·····················19
一十四、润滑与密封···························20
一十五、设计小结·····························21
一十六、参考资料·····························21
一.设计任务书
1.设计题目:
设计带式输送机传动装置
2.设计要求:
1)输送带工作拉力F=5.5kN;F=5.8kN
2)输送带工作速度V=1.4m/sV=0.26m/s允许输送带速度误差为±5%;
3)滚筒直径D=450mm;
4)滚筒效率η1=0.96n1=0.98(包括滚筒于轴承的效率损失);
5)工作情况两班制,连续单向运转,载荷较平稳;
6)工作折旧期8年;
7)工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35℃;
8)动力来源电力,三相交流,电压380/220V;
9)检修间隔期四年一大修,二年一次中修,半年一次小修;
10)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
3.设计内容:
1)传动方案拟定
2)电动机的选择
3)传动装置的运动和动力参数计算
4)齿轮传动设计计算
5)轴的设计计算
6)滚动轴承、键和连轴器的选择与校核;
7)装配图、零件图的绘制
8)设计计算说明书的编写
4.设计任务:
1)装配图一张(A1以上图纸打印)
2)零件图两张(一张打印一张手绘)
1)设计说明书一份
5.设计进度要求:
12月21日
装配草图第一阶段
D303
全体
12月28日
装配草图第三阶段完成
D303
全体
1月4日
完成装配图
D303
全体
1月5-7日
零件图设计
1月8-10日
设计说明书、准备答辩
1月13-15日
答辩
机动901
参见最后的答辩安排
二.传动方案拟定
选择展开式二级圆柱齿轮减速器,其结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高速级齿轮布置在远离转矩的输入端,这样,轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象,用于载荷比较平稳的场合,高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。
总体布置简图如下:
三.电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
根据输送机的工作环境选择封闭式小型三相异步电动机Y(IP44)系列
2.电动机功率的选择
运输机功率Pw=F*v=7.7kw
从电动机到输送带的传动总效率为η=η1*η2*η36η42η5=0.784
其中η1、η2、η3、η4、η5分别为滚筒、滚筒联轴器、轴承、齿轮传动、电动机联轴器的效率,取η1=0.96(已知)、η2=0.97(凸缘联轴器)、η3=0.98(滚子轴承)、η4=0.98(精度为7级)、η5=0.99(弹性联轴器)
电动机功率Pd=
=9.821kw
3.电动机转速的选择
滚筒转速为n=
=59.45r/min
取带传动的传动比i1=2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=8-20,总传动比为i=16-80
故电动机转速可选范围为nd=i*n=951.2-4756r/min
4.选取电动机的型号
综上所述选取电动机型号:
Y160M1-2,额定功率为11kW,转速为2930r/min,质量117kg
四.传动装置的运动和动力参数计算
1.计算总传动比
i=
=49.3
计算各级传动比
按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1=(1.3-1.5)i2,取i1=1.4i2,
i=i1*i2=1.4*i22的i2=5.93,i1=8.31
2.计算各轴转速
n1=nd=2930r/min
n2=
=352.59r/min
n3=
=59.46r/min
3.计算各轴输入功率
P1=Pd*η5=9.723kw
P2=P1*η32*η4=9.151kw
P3=P2*η32*η4=8.613kw
P4=P3*η32*η2=8.024kw
4.计算各轴输出功率
Pd=9.821kw
P1’=P1*η32=9.338kw
P2’=P2*η32=8.789kw
P3’=P3*η32=8.272kw
P4’=P4*η1=7.7kw
5.计算输入转矩
T1==31.691Nm
T2==247.857Nm
T3==1383.353Nm
T4==1288.752Nm
6.计算输出转矩
Td==32.01Nm
T1’=30.436Nm
T2’=238.053Nm
T3’=1328.584Nm
T4’=1236.714Nm
计算结果见下表:
项目
电动机轴
高速轴1
中间轴2
低速轴3
带轮轴
转速(r/min)
2930
2930
352.59
59.46
59.46
输入功率(kw)
9.723
9.151
8.613
8.024
输出功率(kw)
9.821
9.338
8.789
8.272
7.7
输入转矩(Nm)
31.691
247.857
1383.353
1288.752
输出转矩(Nm)
32.01
30.436
238.053
1328.584
1236.714
传动比i
1
8.31
5.93
1
效率
0.95
0.94
0.94
0.97
五.高速级齿轮传动计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)选用斜齿圆柱齿轮传动;
材料及热处理;选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火,硬度为60HRC,σlim1=1500Mpa,σFE1=850Mpa,大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火,硬度为60HRC,σlim2=1500Mpa,σFE2=850Mpa,取SF=1.25,SH=1,ZE=189.8,ZH=2.5
[σF1]=[σF2]=
=476Mpa
[σH1]=[σH2]=
=1500Mpa
2)精度等级选用7级精度;
3)试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=i1*z1=8.31*20=166.2,取z2=170,齿数比u=170/20=8.5;
4)选取螺旋角。
初选螺旋角β=15°。
5)由于所选轮齿为硬齿面、斜齿,失效形式主要为疲劳折断,所以按弯曲强度设计,并校核接触强度。
2.按照轮齿弯曲强度设计
取齿宽系数
,载荷系数K=1
小齿轮上的转矩T1=31691Nmm,螺旋角β=15°
齿形系数Zv1=
=22.19,Zv2==188.63,
取YFa1=2.85,YFa2=2.18.
取YSa1=1.58,YSa2=1.84.
因
>
故应对小齿轮进行弯曲强度计算
法向模数
=1.32mm
取mn=1.5mm
中心距
取a=150mm
确定螺旋角
齿轮分度圆直径
,
齿宽
取b2=20mm,b1=25mm
3.验算齿面接触强度
螺旋角系数
=0.9747
接触强度
安全。
4.齿轮的圆周速度
所选7级精度合宜。
六.低速级齿轮传动计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)选用斜齿圆柱齿轮传动;
材料及热处理;选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火,硬度为60HRC,σlim1=1500Mpa,σFE1=850Mpa;大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火,硬度为60HRC,σlim2=1500Mpa,σFE2=850Mpa,取SF=1.25,SH=1,ZE=189.8,ZH=2.5
[σF1]=[σF2]=
=476Mpa
[σH1]=[σH2]=
=1500Mpa
2)精度等级选用7级精度;试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=i1*z1=5.93*20=118.6,取z2=120,齿数比u=120/20=6;
3)选取螺旋角。
初选螺旋角β=15°。
2.按照轮齿弯曲强度设计
取齿宽系数,载荷系数K=1
小齿轮上的转矩T1=247857Nmm,螺旋角β=15°
齿形系数Zv1=
=22.19,Zv2==133.15
取YFa1=2.85,YFa2=2.25.
取YSa1=1.58,YSa2=1.82.
因
>
故应对小齿轮进行弯曲强度计算
法向模数
=2.63mm
取mn=3mm
中心距
取a=220mm
确定螺旋角
齿轮分度圆直径
,
齿宽
取b2=40mm,b1=45mm
3.验算齿面接触强度
螺旋角系数
=0.977
接触强度
安全。
4.齿轮的圆周速度
所选7级精度合宜。
5.齿轮的结构
由于高速级和低速级的小齿轮分度圆直径较小,故设置为齿轮轴。
大齿轮分度圆直径较大,故设置为复板式锻造齿轮结构。
七.齿轮传动参数表
名称
符号
单位
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
150
220
传动比
i
8.5
6
模数
m
mm
1.5
3
螺旋角
β
º
压力角
α
º
20
20
齿数
Z
20
170
20
120
分度圆直径
d
mm
31.58
268.41
62.86
377.14
节圆直径
d’
mm
31.58
268.41
62.86
377.14
齿顶圆直径
da
mm
34.58
271.41
68.86
383.14
齿根圆直径
df
mm
27.81
264.66
55.36
369.64
齿宽
b
mm
25
20
45
40
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋
材料
20CrMnTi
20Cr
20CrMnTi
20Cr
热处理状态
渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
齿面硬度
HRC
60
60
60
60
八.轴的结构设计
1.初选轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢,热处理为正火回火。
取C=110,[г]=30~40
1轴
16.41mm,考虑到联轴器、键槽的影响,取d1=18
2轴
32.57mm,取d2=40
3轴
57.77,取d3=60
2.初选轴承
1轴选轴承为30204
2轴选轴承为30208
3轴选轴承为30212
各轴承参数见下表:
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定/kN
a/mm
d
D
B
da
Da
动载荷Cr
静载荷Cor
30204
20
47
14
26
40
28.2
30.5
11.2
30208
40
80
18
47
69
63
74
16.9
30212
60
110
22
69
96
102
130
22.3
3.确定轴上零件的位置和固定方式
1轴:
由于高速轴齿根圆直径与轴径接近,将高速轴取为齿轮轴,左齿轮用轴肩固定,右齿轮用套筒固定,使用圆锥滚子轴承承载,一轴端连接电动机,采用弹性联轴器。
2轴:
低速级采用齿轮轴,高速级用锻造齿轮,锻造齿轮左端用轴肩固定,右端用套筒固定,使用圆锥滚子轴承承载。
3轴:
采用锻造齿轮,齿轮左端用套筒固定,右端用轴肩固定,为减轻轴的重量采用中轴颈,使用圆锥滚子轴承承载,右端连接运输带,采用凸缘联轴器连接。
4.确定各轴段长度和直径
1)根据箱座壁厚δ=0.025a+3=8.5>8(a为低速级中心距,a=220),地脚螺栓直径df=0.036a+12=20,轴承盖螺钉直径d3=0.4df=8,可以取箱体轴承座孔的长度B=6d3=48.轴承盖厚度e=1.2d3=9.6,伸出轴承盖外部分长度lB=0.25d3=2,为方便拆卸螺钉取lB=8。
2)齿轮、联轴器的轮毂宽度与孔径有关,可通过查零件尺寸标准得到,轴承距箱体距离为3。
3)齿轮端面距离为12.5,齿轮端面与箱体内壁距离为19,齿轮顶圆与箱体内壁距离为15,均符合要求。
4)轴承盖直径D0=D+5d3(D为轴承座孔直径即轴承外径)。
5)齿轮、齿轮轴、轴承段的直径根据配合选取。
6)各轴段直径需大于等最小直径,轴肩是为了固定轴上零件的高度应稍大些。
套筒厚度,轴肩直径应小于轴承内圈厚度。
7)选定轴的结构细节,取需配合紧密的轴肩圆角半径为1mm。
其他轴肩圆角半径均为2mm。
轴的左右端倒角均为1*45。
8)其他直径和长度可由画图确定。
5.各轴段长度和直径数据见下图
1轴
2轴
3轴
九.轴的校核计算
1.1轴强度校核
1)求解径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
轴长L1=75.6mm,L2=90.5mm,L3=41.5mm
分度圆直径d=31.58mm
2)求垂直面的支撑反力
F1v==393N
F2v==308N
3)求水平面的支撑反力
631N
4)计算垂直面弯矩
M1v=F1v*L3=16Nm
M2v=F2v*L2=28Nm
5)计算水平面弯矩
M1H=F1H*L3=57Nm
M2H=F2H*L2=57Nm
6)合成弯矩
M1=
M2=
7)求轴传递的转矩
T=
8)绘制弯矩扭矩图,确定危险截面
从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面,认为扭矩不变,其折合系数α=0.3,其当量弯矩为
Me=
=65Nm
9)计算危险截面直径
高速轴的材料为为45号钢,热处理为正火回火,σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求,所取直径以结构设计为准。
2.2轴强度校核
1)求解左侧径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
分度圆直径d=62.86mm
求解右侧径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
分度圆直径d’=268.41mm
轴长L1=40mm,L2=42.5mm,L3=32.75mm
两者都是右旋,一个是主动轮,一个是从动轮,所以轴向力方向相反。
2)求垂直面的支撑反力
F1v=
=3274N
F2v==1094N
3)求水平面的支撑反力
4781N
4)计算垂直面弯矩
左段M1v=F1v*L1=131Nm
右段M2v=F2v*L3=36Nm
中间段右端Mv=F1v*(L1+L2)+Fr*L2-Fa*d/2=281Nm
中间段左端Mv=F2v*(L2+L3)+Fr’*L2-Fa’*d’/2=112Nm
5)计算水平面弯矩
左段M1H=F1H*L1=38Nm
右段M2H=F2H*L2=157Nm
中间段右端MH=F1H*(L1+L2)+Ft*L2=157Nm
中间段左端MH=F2H*(L2+L3)-Ft’*L2=38Nm
6)合成弯矩
左段M1=
右段M2=
中间段右端M=
中间段左端M=
7)求轴传递的转矩
T1=
T2=
8)绘制弯矩扭矩图,确定危险截面
从图中可以看出右齿轮中心面是最危险截面,认为扭矩不变,其折合系数α=0.3,其当量弯矩为
Me=
=443Nm
9)计算危险截面直径
高速轴的材料为为45号钢,热处理为正火回火,σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求,所取直径以结构设计为准。
3.3轴强度校核
1)求解径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
轴长L1=52,L2=88,L3=106.6,分度圆直径d=377.14
2)求垂直面的支撑反力
F1v==-289N
F2v=
=2725N
3)求水平面的支撑反力
2725N
4)计算作用在轴上的外力F0
假设包角为180º,带与轮面间的摩擦系数f=0.3,运输带拉力F=5.5kN,由于离心力较小,这里忽略之。
F0=
=6262N
5)计算F0在支点产生的反力
F1F==4768N
F2F=F0+F1F=11030N
6)计算垂直面弯矩
M1v=F1v*L1=-15Nm
M2v=F2v*L2=242Nm
7)计算水平面弯矩
M1H=F1H*L1=240Nm
M2H=F2H*L2=240Nm
8)F0力产生的弯矩
M1F=F1F*L1=248Nm
M2F=F0*L3=668Nm
9)合成弯矩
考虑最不利的情况,将F0力产生的弯矩直0接加到水平垂直合成的弯矩上
M1=
M2=
10)求轴传递的转矩
T=
11)绘制弯矩扭矩图,确定危险截面
从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面,认为扭切应力是脉动循环变应力,其折合系数α=0.6,其当量弯矩为
Me=
=1018Nm
12)计算危险截面直径
中间轴的材料为为45号钢,热处理为正火回火,σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求,所取直径以结构设计为准。
一十.滚动轴承的选择与计算
1.轴承的安装方案
轴1和轴2的轴承均采用正装,其原因在于正装轴承适合于传动零件位于两支承之间,轴承反装适合于传动零件处于外伸端,而且支承跨距不大。
轴承类型选为圆锥滚子轴承,轴承的型号和参数就取之前初选的轴承
2.轴承的校核
1)1轴轴承校核
轴承为30204,Fr1=,Fr2=,Fa=730N,转速n=2930r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=421N
Fs2=Fr2/2Y=206N
因为Fs2+Fa=936>Fs1
Fa1=936N
Fa2=206N
因为Fa1/Fr1=0.65>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35
P1=0.4Fr1+YFa1=2164N
P2=Fr2=702N
以P1为计算依据,因受载荷平稳,取fp=1.1,工作温度正常,取ft=1,所以
故所选轴承适用
2)2轴轴承校核
轴承为30208,Fr1=3408N,Fr2=4905N,Fa=1756N,转速n=352.59r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=1002N
Fs2=Fr2/2Y=1443N
因为Fs2+Fa=3199>Fs1
Fa1=3199N
Fa2=1443N
因为Fa1/Fr1=0.92>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35
P1=0.4Fr1+YFa1=6802N
P2=Fr2=4905N
以P1为计算依据,因受载荷平稳,取fp=1.1,工作温度正常,取ft=1,所以
故所选轴承适用
3)2轴轴承校核
轴承为30212,Fr1=4620N,Fr2=3854N,Fa=2670N,转速n=59.46r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=1359N
Fs2=Fr2/2Y=1134N
因为Fs2+Fa=4029>Fs1
Fa1=4029N
Fa2=1134N
因为Fa1/Fr1=0.87>0.35,Fa2/Fr2=0.29<0.35
P1=0.4Fr1+YFa1=8697N
P2=Fr2=3854N
以P1为计算依据,因受载荷平稳,取fp=1.1,工作温度正常,取ft=1,所以
故所选轴承适用
一十一.键联接选择及校核
1.键类型的选择
1)1轴
左端连接弹性联轴器,键槽部分的轴径为18mm,轴段长40mm,所以选择单圆头普通平键(C型)
键6*6,b=6mm,h=6mm,L=32mm
2)2轴
轴段长为18mm,轴径为46mm,所以选择平头普通平键(B型)
键6*6,b=6mm,h=6mm,L=14mm
3)3轴
轴段长为46mm,轴径为63mm,所以选择圆头普通平键(A型)
键14*9,b=14mm,h=9mm,L=36mm
右端连接凸缘联轴器,键槽部分的轴径为55mm,轴段长110mm,所以选择单圆头普通平键(C型)
键16*10,b=16mm,h=10mm,L=80mm
2.键联接的强度校核
1轴
T=32.01Nm,σp=
=46MPa
2轴
T=238.053Nm,σp=
=120MPa
3轴
T=1328.584Nm,σp=
=105MPa
均在许用范围内。
一十二.联轴器的选择与校核
1.高速轴联轴器
发动机轴选择LX型弹性柱销联轴器,公称转矩Tn=250Nm,许用转速n=8500r/min,轴孔直径d=18mm,轴孔长度(Y型)L=42mm.工作系数KA=1.5
计算转距
所选联轴器满足要求
2.低速轴联轴器
输送机轴选择GY7,GYS7,GYH7型凸缘联轴器,公称转矩Tn=1600Nm,许用转速n=6000r/min,轴孔直径d=55mm,轴孔长度(Y型)L=112mm.工作系数KA=1.5
计算转距
所选联轴器满足要求
一十三.减速器附件的选择
1.箱体设计
名称
符号
参数
设计原则
箱体壁厚
δ
8.5
0.025a+3>8
箱盖壁厚
δ1
8.5
0.02a+3>8
凸缘厚度
箱座
b
12.75
1.5δ
箱盖
b1
12.75
1.5δ1
底座
b2
21.25
2.5δ
箱座肋厚
m
7
0.85δ
箱盖肋厚
m1
7
0.85δ1
地脚螺钉
型号
df
M20
0.036a+12
数目
n
4
轴承旁联接螺栓
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- 二级 齿轮 减速器 设计 说明书