二级减速器课程设计完整版Word格式.doc
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按设计要求及工作条件,选用Y系列三相异步电动机,卧式封闭结构,电压380V。
3.1.1选择电动机的容量
根据已知条件计算,工作机所需要的有效功率
设:
η4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率;
ηc——联轴器效率,ηc=0.99(见《机械设计课程设计(西安交通大学出版社)》表3—1);
ηg——闭式圆柱齿轮传动效率,ηg=0.98(同上);
ηb——滚动轴承(一对球轴承),ηb=0.99(同上);
ηcy——输送机滚筒效率,ηcy=0.96(同上)。
估算传动装置的总效率
式中
传动系统效率
工作机所需要电动机功率
Pw=2.16kW
传动总效率
η=0.8680
Pr=2.4884kW
选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。
因工作时存在轻微冲击,电动机额定功率Pm要大于Pr。
由《机械设计课程设计(西安交通大学出版社)》表3—2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定,满足选Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。
3.1.2确定电动机转速
由已知条件计算滚筒工作转速
传动系统总传动比
由《机械设计(高等教育出版社)》表18—1查得,展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=8~60,故电动机转速的可选范围为
由《机械设计课程设计(西安交通大学出版社)》表3—2可以查得电动机数据如下表:
方案
电动机型号
额定功率(kw)
满载转速(r/min)
总传动比
1
Y100L-2
3
2880
28.26
2
Y100L2-4
1440
14.13
Y132S-6
960
9.42
通过对以上方案比较可以看出:
方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低,总传动比为28.26。
但总传动比最大,传动系统(减速器)尺寸大,成本提高。
方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低,总传动比为14.13。
传动系统(减速器)尺寸适中。
方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高,总传动比为9.42。
对于展开式两级减速器(i=8~60)综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,选用方案2比较合理。
Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw,满载转速nm=1440r/min。
由《机械设计课程设计(西安交通大学出版社)》表3—3电动机的安装及外型尺寸(单位mm)如下:
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
160
140
63
28+0.009
-0.004
60
8
24
100
12
205
180
245
170
380
Pm=3kW
电动机
Y100L2-4型
电动机转速
nm=1440
r/min
总传动比i=14.13
查得电动机电动机基本参数如下:
中心高,
轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径,
轴伸出部分长度。
3.2传动比的分配
带式输送机传动系统的总传动比i=14.13
由传动系统方案可知
因此,两级圆柱齿轮减速器的总传动比
为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≤350,、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比
低速级传动比
传动系统各传动比分别为
3.3传动系统的运动和动力参数计算
取电动机轴为0轴,减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴,带式输送机滚筒轴为4轴。
各轴的转速如下
计算出各轴的输入功率
计算出各轴的输入转矩
运动和动力参数的计算结果如下表格所示:
轴号
两级圆柱齿轮减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min)
336
102
功率P(Kw)
2.4884
2.4635
2.3901
2.3189
2.2728
转矩T(N•m)
16.50
16.34
67.95
217.36
213.03
两轴联接、传动件
联轴器
齿轮
传动比i
4.286
3.297
传动效率η
0.99
0.9702
0.9801
(注:
除了电动机轴的转矩为输出转矩外,其余各轴的转矩为输入转矩。
)
4.减速器齿轮传动的设计计算
4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1、初选精度等级、材料及齿数
(1)材料及热处理:
选择小齿轮材料40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS。
(2) 齿轮精度:
7级
(3) 初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=103
(4) 初选螺旋角β=14°
(5) 压力角α=20°
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1).由《机械设计.(高等教育出版社第九版)》式(10-24)试算小齿轮分度圆直径,即
确定公式中的各参数值。
试选载荷系数KHt=1.0。
由式(10-23)可得螺旋角系数Zβ。
计算小齿轮传递的转矩:
由图10-20查取区域系数。
由表10-7选取齿宽系数。
由表10-5查得材料的弹性影响系数。
由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数
计算接触疲劳许用应力
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为和
由式(10-15)计算应力循环次数:
由图10-23查取接触疲劳寿命系数。
取失效概率为1%、安全系数S=1
取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
计算小齿轮分度圆直径。
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前段数据准备。
圆周速度v
齿宽b
2)计算实际载荷系数KH。
查得使用系数。
根据v=2.183m/s、7级精度,由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。
齿轮的圆周力,
,
查表10-3得齿间载荷分配系数。
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时,。
其载荷系数为
3)可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式(10-20)试算齿轮模数,即
1)确定公式中的各参数值
试选载荷系数
由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数
由式(10-19)可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
计算
由当量齿数,查图10-17得齿形系数、。
由图10-18查得应力修正系数。
由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲强度极限。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-14)
设计及说明
因为大齿轮的大于小齿轮,所以取
2)试算模数
(2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
②齿宽b
③宽高比。
2)计算实际载荷系数
①根据,7级精度,由图10-8查得动载系数。
②由
③由表10-4用插值法查得,结合查图10-13可得。
则载荷系数为
3)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取;
而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,取按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数,即
取则大齿轮的齿数,取,两齿轮齿数互为质数。
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距
考虑模数从1.037mm增大圆整至2mm,为此将中心距圆整为90。
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
(3)计算分度圆直径
(4)计算齿轮宽度
取、。
5.圆整中心距后的强度校核
齿轮副的中心距在圆整之后,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。
(1)齿面接触疲劳强度校核
满足齿面接触疲劳强度条件
(2)齿根弯曲疲劳强度校核
6.主要设计结论
齿数、,模数,压力角,螺旋角变位系数,中心距,齿宽。
小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。
齿轮按照7级精度设计。
齿顶圆大齿轮齿顶圆直径,做成实心式齿轮。
4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算
1初选精度等级、材料及齿数
材料及热处理:
1)齿轮精度:
2)初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=79
3)压力角α=20°
2按齿面接触疲劳强度设计
(1).由《机械设计.高等教育出版社第九版》式(10-24)试算小齿轮分度圆直径,即
1)确定公式中的各参数值。
① 试选载荷系数。
② 计算小齿轮传递的转矩:
③ 由图10-20查取区域系数=2.433。
④ 由表10-7选取齿宽系数
⑤ 由表10-5查得材料的弹性影响系数
⑥ 由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数。
⑧计算接触疲劳许用应力
由图10-23查取接触疲劳寿命系数
取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即
2)计算小齿轮分度圆直径。
α=20°
调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前段数据准备。
圆周速度v。
齿宽b。
2)计算实际载荷系数。
①查得使用系数=1。
②根据v=0.877m/s、7级精度,查得动载荷系数=1.0。
③齿轮的圆周力
查得齿间载荷分配系数=1.2。
④用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时,得齿向载荷分布系数。
及相应的齿轮模数
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)试算齿轮模数,即
1)确定公式中的各参数值。
①试选。
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度的重合度系数。
计算
由图10-17查得齿形系数
由图10-18查得应力修正系数
大齿轮的弯曲强度极限
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
(2)调整齿轮模数
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。
由于齿轮模数m的大小主要取决与于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm并近
圆取整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。
和互为质数。
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
(1)计算分度圆直径
(2)计算中心距
(3)计算齿轮宽度
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b的节省材料,一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm,即
取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽,即
上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。
为此,可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。
将中心距圆整为。
在圆整之后,齿轮副几何尺寸发生变化,应重新校核齿轮强度,以明确齿轮的工作能力。
(1)计算变位系数和
1)计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。
从图10-21b可知,当前的变位系数和提高了齿轮强度,但重合度有所下降。
2)分配变位系数
由图10-21b可知,坐标点位于L17和L16之间。
按这两条线做射线,再从横坐标的处做垂直线,与射线交点的纵坐标分别是。
3)齿面接触疲劳强度校核
满足齿面接触疲劳强度条件。
4)齿根弯曲强度校核
m=2mm
小齿轮
大齿轮
齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
6.主要设计结论
齿数,,模数m=2mm,压力角,变位系数,中心距,齿宽。
4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核
高速级斜齿轮传动,低速级直齿轮传动,可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比
传动误差
传动误差在题目给定的允许速度误差±
4%之内,符合设计要求。
5.减速器轴及轴承装置的设计
5.1轴的设计
5.1.1高速轴的的结构设计
一、输入轴的功率,、转速和转矩
转速,功率,转矩
二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力:
圆周力:
径向力:
轴向力:
作用在高速斜齿轮轴上的力
三、初步估算轴的最小直径:
选取45号钢作为轴的材料,调质处理。
硬度为217~255HBS查表取A0=112
根据公式
计算轴的最小直径,并加大5%以考虑键槽的影响,
四、轴的结构设计:
(1)确定轴的结构方案:
该轴(输入轴)的轴承分别从两端装入,由套筒定位,如下图。
轴段1主要用于安装联轴器,其直径应于联轴器的孔径相配合,因此要先选择联轴器。
联轴器的计算转矩为,考虑到转矩变化小,根据工作情况选取,则:
。
根据国标GB/T4323-2002要求选用弹性套柱销联轴器,型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径,因此选取轴段1的直径为。
半联轴器轮毂总长度(J型轴孔),与轴配合的轮毂孔长度为。
(2)确定各轴段的直径和长度:
轴段1:
为配合轴颈,按半联轴器孔径,选取轴段1直径为。
为保证定位要求,半联轴器右端用需制出一轴肩,轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm,轴段1总长为。
轴段2:
此轴段为连接轴身,为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为:
取轴承端盖的宽度为40mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。
轴段3:
为支撑轴颈,用来安装轴承,取其直径为。
预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。
宽度,轴承内圈直径;
为保证轴承的轴向定位用套筒定位,套筒。
则此轴段的长
轴段4:
过渡轴段,轴肩用来轴向定位套筒,其高度,取,取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离,二级齿轮距箱体左内壁的距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取,在轴承右侧有一套筒,已知二级输入齿轮齿宽为,则此段轴的长
A0=112
轴段5:
此段为齿轮轴段,此段的长。
轴段6:
此段为过渡轴段,同轴段4,取,取齿轮距箱体右内壁的距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取,在轴承左侧有一套筒,则此段轴的长
轴段7:
此段为轴承及套筒轴段,已知滚动轴承宽度为,,取其直径。
(3)轴上零件的轴向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。
按由表6-1查得平键截面b×
h=6mm×
6mm,键槽用键槽铣刀加工,长为30mm,同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性,故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。
滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角与倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为C1,各轴肩处圆角半径为R1.0。
五、求轴上载荷
(1)画轴的受力简图
在确轴承的支点位置时,从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承,。
因此,作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距:
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。
半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6
轴端倒角为C1
各轴肩处圆角半径为R1
(1)计算支反力
(2)计算弯矩M
(3)计算总弯矩
(4)计算扭矩T
现将计算出的截面C处的、及的值列于下表。
载荷
水平面
垂直面
支反力
弯矩
总弯矩
扭矩
六、按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
由上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取,则轴的计算应力为:
根据选定轴的材料为45钢,调质处理,由机械设计第八版表15—1查得。
因此,故安全。
5.1.2中间轴的的结构设计
一、中间轴上的功率
转速
转矩
二、作用在齿轮上的力:
高速级斜齿轮上:
低速级主动直齿轮上:
根据公式计算轴的最小直径,并加大3%以考虑键槽的影响,
四、轴的结构设计
中间轴的轴承分别从两端装入,由套筒定位,其初步确定结构如下图
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