同轴式二级圆柱齿轮减速器.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器.docx
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同轴式二级圆柱齿轮减速器
机械工程学院
机械设计课程设计说明书
设计题目:
同轴式二级圆柱齿轮减速器
专业:
机械设计制造及其自动化
班级:
姓名:
学号
指导教师:
2016年6月30日
一、设计任务书0
二、传动方案的拟定及说明0
三、电动机的选择1
四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比2
五、计算传动装置的运动和动力参数3
六、传动件的设计计算4
七、轴的设计计算10
八、滚动轴承的选择及计算28
九、键联接的选择及校核计算33
十、联轴器的选择35
十一、减速器附件的选择和箱体的设计35
十二、润滑与密封36
十三、设计小结37
十四、参考资料38
一、设计任务书
题目:
用于带式输送机传动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器。
1.基本数据:
已知输送带的工作拉力F=2800N,输送带速度v=1.2m/s,及卷筒直径
D=360mm;
2.工作情况:
两班制工作,连续单向运转,载荷较平稳
3.工作寿面:
使用期限为10年,每年300个工作日,每日工作16小时;
4.制作条件及生产批量:
中等规模机械厂制造,可加工7-8级齿轮,小批量生产:
5•部件:
(1)电动机
(2)减速器(3)联轴器(4)输送带
(5)输送带鼓轮
6.设计工作量:
(1)绘制减速器装配图一张(A0或A1)o
(2)绘制减速器零件图2两张。
(3)编写设计说明书1份。
二、传动方案的拟定及说明
如图一所示,传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速箱,减速器的轴向尺寸较大,中间轴较长,刚度较差。
常用于输入和输出轴同轴线的场合。
3
图一带式输送机传动系统简图
1—电动机;2,4—联轴器;3—减速器;5—滚筒;6—输送带
三、电动机的选择和计算
1.电动机类型选择
IP44)系列三相异步电动机。
它为卧
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y(式封闭结构。
2.电动机容量
(1)卷筒轴的输出功率Pw
Pw
Fv
1000
28001.2
1000
3036kW
Pw3.36kW
(2)电动机的输出功率Pd
Pd
Pw
传动装置的总效率
式中,1,2,3,4为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由《机械
设计课程设计》(以下未作说明皆为此书中查得)表2-2查得:
圆柱齿轮传动10.98;
弹性联轴器20.99;运输机滚筒30.96;滚动轴承40.98,则
0.86
0.86
Pd3.618kW
Ped4kW
故PdP3.363.681kW
0.86
(3)电动机额定功率ped
由第16章表16-1选取电动机额定功率Ped4kW。
3.电动机的转速
工作机滚筒的转速为
601000v
nw59.68r/min
D
经考虑,选定电动机型号为Y132M1-6。
1.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表16-1、表16-2查出Y132M1-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸,并列表记录备份。
型号
额定功
率(kw)
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y132M1-6
4
1000
960
2.0
2.2
H
D
E
G
K
L
132
38
80
33
12
515
四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比
1.传动装置总传动比
nm960nw63.69
15.07
i15.07
i13.88
3.88
2.分配各级传动比
因为减速器为同轴式减速器,所以两级减速比相同
i=15.07
i1i2订3.88
五、计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
减速器高速轴为I轴,中速轴为n轴,低速轴为川轴,各轴转速为
nm
960r/
min
n口
ni
960
247.42r/
min
n
i2
3.88
n皿
山
247.42
6376r
/min
i3
3.88
2.各轴输入功率
按电动机额定功率Rd计算各轴输入功率,即
Pi
Pd1
40.98
3.960kW
Pn
P11
43.960
0.980.98
3.803kW
Prn
P21
43.803
0.980.98
3.652kW
P出
Pm
3.652kW
3.各轴转矩
9550
Pi
4
955039.79N
m
叫
960
Td
1
39.790.9939.39N
m
Tii
1
2439.393.99
0.980.98
146.78Nm
Tn
i2
33146.783.88
0.980.98
546.95Nm
Tm
1
2546.950.990.
98530.65N
m
Tn
T皿
T卷
电动机轴
高速轴I
中速轴n
低速轴m
卷桶轴
转速
(r/min)
960
960
247.42
63.76
63.76
功率(kW
4
3.96
3.803
3.652
3.436
转矩
(Nm)
39.79
39.39
146.78
546.95
530.62
六、传动件的设计计算
1.斜齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计:
小齿轮转矩T1Tn
146.78Nm,小齿轮转速
n1n^247.42r/min,传动比ii23.88。
(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
2运输机为一般工作机器,速度不高,故选
7级精度(GB10095-88)
③由《机械设计》(斜齿轮设计部分未作说明皆查此书)40Cr(调质),硬度为280HBS大齿轮材料为
硬度差为40HBS
45钢
10-1选择小齿轮材料为
240HBS二者
表
(调质),硬度为
④选小齿轮齿数z24:
大齿轮齿数z2
Z1
3.88
24
93
斜齿圆柱齿轮
7级精度
z124
14
⑤初选取螺旋角
14
(2)按齿面接触强度设计
按式(10-21)试算,即
d1t3
2KtT1
u1(ZhZe)2U([h])
①确定公式内各计算数值
a)
试选载荷系数Kt
1.6
b)
由图10-20选取区域系数Zh2.433
c)
由图10-26查得10.78,20.88,
0.78
0.881.66
d)小齿轮传递的传矩T1146.78Nm
e)由表10-7选取齿宽系数d1
1
f)由表10-6查得材料弹性影响系数Ze189.8MPa2
g)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa
h)由式10-13计算应力循环次数:
Ni
N2
60n1jLh605761(2836510)
9
2.02109
Ni
ii
2.02109
3.713
8
5.4410
i)由图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1°.90,KHN20.94
j)计算接触疲劳许用应力:
取失效概率为1%安全系数S=1,由式(10-12)得
H1
H2
KHN1Hlim1
KHN2Hlim2
0.90600
MPa540MPa;1
0.94550
MPa517MPa
1
k)许用接触应力
H
②计算
H1H2
2
540517
2
528.5MPa
a)
试算小齿轮分度圆直径
d1t,由计算公式得
d1t
I
32_1.6_422.36_103\11.66
3.7131
3.713
2.433_189.8
528.5
2
mm
92.40mm
d1t92.40mm
v
d1tn1
92.40155.13--c—…
60
1000
601000
111)1ou.iuuoiifo
c)
齿宽
b及模数
mt
b
dd1t
1.0
92.40mm
92.40mm
d1tcos
92.40cos14
mnt
mm3.74mm
Z1
24
h
2.25mnt
2.25
3.74mm
8.41mm
b/h
92.40/8.41
10.76
b)计算圆周速度
d)计算纵向重合度
v1.196ms
0.318dztan0.318124tan141.903
e)计算载荷系数K
由表10-2查得使用系数KA1根据v1.196ms,7级精度,由图10-8
查得动载系数Kv
匸04;由表10-4查得Kh的值与直齿轮的相同,故
Kh1.321
因KAFt/b1[422.36/(92.4/2)]/92.498.9N/mm
100N/mm表10-3查得Kh
Kf1.4;图10-13查得Kf1.28
故载荷系数:
KKAKVKhKh11.041.41.3211.92
f)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式(10-10a)得
Ik1g2
d1d1t3——90.403mm98.19mm
Kt11.6
g)
mn3.97mm
计算模数mn
d1cos98.19cos14w
mnmm3.97mm
Z24
(3)
按齿根弯曲强度设计
由式(10-17)
mn3
2
2KT1Ycos
2dZ1
YFaYSa
「Ff
①确定计算参数
计算载荷系数
a)
KKAKvKf
Kf
1.041.4
1.281.86
b)
根据纵向重合度
1.903,
从图10-28
查得螺旋角影响系数Y0.88
c)
计算当量齿数
Zv1
Z1
3cos
24
cos314
26.27
Zv2
Z2
cos
93
cos314
101.80
d)
查取齿形系数
由表10-5查得YFa1
2.592,YFa2
2.185
e)
查取应力校正系数
由表10-5查得YSa1
1.596,Ysa2
1.787
f)
计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
FE1500MPa;大齿轮的弯曲
疲劳强度极限fE2380MPa
由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFNi0.84,KFn20.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得
F1
F2
KFN1FE1
S
KFN2FE2
S
0.84500
1.4
0.88500
1.4
300.0MPa
238.9MPa
g)计算大、小齿轮的YFaYsa,并加以比较
[f]
2.5921.596
300
YFa2Ysa2
2・18517870.01634
F2
238.9
YFa1YSa1
F1
0..01379
大齿轮的数值大
②设计计算
mn
32
321.86422.36100.88cos14
\12421.66
0.01634mm
2.81mm
mn2.81mm
对比计算的结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强
度计算的法面模数,取m.3mm,已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳
强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径
d198.19mm来计算应有的齿数。
于
是由
d1cos
乙一
mn
98.19cos1431.76
3
取Z132,则Z2
UZ13.8824125
z132
Z2125
(4)几何尺寸计算
①计算中心距
乙乙mn
2cos
321253
mm
2cos14
2241.16mm
将中心距圆整为241mm
②按圆整后的中心距修正螺旋角
a241mm
arccos乙乙叫arccos(32创3131355
2a2233
因值改变不多,故参数,K,ZH等不必修正
③计算大、小齿轮的分度圆直径
di
d2
乙
cos
乙m
cos
323
mmcos131355
1243
mmcos131355
98.75mm
381.79mm
d198.75mm
d2381.79mm
④计算齿轮宽度
dd1198.75mm98.75mm
B1105mm
B2100mm
圆整后取B1105mm,B2100mm
故咼速级小齿轮米用左旋,
由于是同轴式二级齿轮减速器,因此两对齿轮取成完全一样,这样保证了中心距完全相等的要求,且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。
咼速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
3.88
模数(mm)
3
螺旋角
131355
中心距(mm)
241
齿数
32
125
32
125
齿宽(mm)
105
100
105
100
直径
(mm)
分度圆
98.75
381.79
98.75
381.79
齿根圆
91.25
375.04
91.25
375.04
齿顶圆
104.75
388.54
104.75
388.54
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋
为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分,大齿轮米用右旋,低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。
七、轴的设计计算
1.高速轴的设计
(1)高速轴上的功率、转速和转矩
转速(r/min)
高速轴功率(kw)
转矩T(Nm)
960
3.96
39.39
(2)作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75mm,根据《机械设计》(轴的设计计算
部分未作说明皆查此书)式(10-14),贝y
F
Fr
2T239.39
匸98.75—10
Ftan
797.77
COS
797.77N
tg20
cos131355
298.53N
FaFttan
797.77tan20108.66N
F
Fr
Fa
797.77N
298.53N
108.66N
(3)初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-
3,取A0112,于是得
dmin
112
17.96mm
dmin
17.96mm
(4)轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)
IV
vn
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足联轴器的轴向定位,i-u轴段右端需制出一轴肩,故取u-m段的直径du-m=32mm。
联轴器与轴配合的长度Li=80mm。
2初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角
接触轴承。
参照工作要求并根据du-m=18mm,由轴承产品目录中初步选
取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7204AC轴承,其尺寸
为dxDxB=20mmx47mmx14mm,故dm-iv=d和-哑=20mm;而Lm-iv=14+20=34mm,Lv“=10mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得7204AC轴承的定
位轴肩高度h=3mm,因此,套筒左端高度为3mm,dvw=26mm。
3取安装齿轮的轴段V-V的直径dv-v=45mm,取Lv-v=102mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
4轴承端盖的总宽度为36mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。
根据轴承端盖的装拆,端盖的外端面与联轴器右端面间有一定距离,故取
Lu-m=60mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的轴向定位
联轴器与轴的周向定位选用平键6mmx6mmx63mm,联轴器与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键6mmx6mmx70mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角1.245,各圆角半径见图
轴段编号
长度
(mm)
直径
(mm)
配合说明
I-u
75
18
与联轴器键联接配合
u-m
60
19
定位轴肩
m-v
35
20
与7204AC轴承配合,套筒定位
V-V
102
45
与小齿轮键联接配合
V-W
10
49
定位轴环
W-vn
30
20
角接触球轴承7204AC轴承
总长度
311mm
(5)求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
在确定轴承支点位置时,从手册中查取a
值。
对于7204AC型角接触球轴承,由手册中查得a=14.9mm。
因此,轴的支撑跨距为
L1=118.5mm,L2+L3=67+57=124mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以
看出截面C是轴的危险截面。
先计算出截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
F
Fnhi1143N,Fnh21262N
Fnv12237N,Fnv21516N
C截面弯矩M
MHFnH2L385185Nmm
MVFNV2L3Ma
145551Nmm
总弯矩
MmaxJmHmVJ85185214555彳168646Nmm
扭矩
T118750Nmm
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
根据式(15-5)及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力,取算应力
0.6,轴的计
ca=
■M2(T)2
W
1686462
0.6118750
0.1403
Mpa
28.61Mpa
已选定轴的材料为45Cr,调质处理。
由表15-1查得[-1]
70MPa。
因此
ca[-1],故安全。
2.中速轴的设计
(1)中速轴上的功率、转速和转矩
转速(r/min)
中速轴功率(kw)
转矩T(Nm)
247.42
3.83
146.78
ca28.61Mpa
安全
(2)作用在轴上的力
已知高速级齿轮的分度圆直径为d1
381.79mm根据式(10-14),则
F1
Fr1
Fa1
2T2146.78
d381.7910
Ft_tan_n_
cos
768.90
Fttan
768.90N
tan20cos14"
288.42N
768.90tan14191.70N
已知低速级齿轮的分度圆直径为d298.75mm根据式(10-14),则
2146.78
Ft232970.76N
98.75103
Fttanntan20K1
Fr22970.761115.12N
coscos154
Fa2Ftan2970.76tan14741.19N
(3)初步确定轴的最小直径
先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-
dmin27.85mm
3,取A112,于是得
dmin112赴聲27.85mm
.n\247.42
(4)轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)
in川ivvw
0
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球
轴承。
参照工作要求并根据di-n=dv-w=30mm,由轴承产品目录中初步选取标准精
度级的7206AC型角接触球轴承,其尺寸为dxDXB=30mmx62mmx16mm,故Li-n=Lv-w=16+20=36mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。
由手册上查得7206AC型角接触球车由
承的定位轴肩高度h=3mm,因此,左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为3mm。
2取安装大齿轮出的轴段n-川的直径dn-m=45mm;齿轮的左端与左端轴承之间采
用套筒定位。
3为了使大齿轮轴向定位,取dm-v=50mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合,取
Lm-v=100mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的轴向定位
大小齿轮与轴的周向定位都选用平键10mmx8mmx70mm,为了保证齿轮与轴配
合有良好的对中性,故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;滚动轴承与轴的周向定位
是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角1.245,各圆角半径见图
轴段编号
长度
(mm)
直径(mm)
配合说明
I-n
36
30
与7209AC型角接触球轴承配
合,套筒定位
n-川
98
45
与大齿轮键联接配合
川-IV
90
50
定位轴环
IV-V
103
45
与小齿轮键联接配合
V-W
36
30
与7209AC型角接触球轴承配
合
总长度
363mm
(5)求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。
在确定轴承支点位置时,从手册中查取a
值。
对于7206AC型角接触球轴承,由手册中查得a=18.7mm。
因此,轴的支撑跨距为
Li=65.3mm,L2=190.5,L3=65.8mm。
根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以
看出截面C是轴的危险截面。
先计算出截面C处的Mh、Mv及M的
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