一级圆柱直齿减速器课程设计121.2%2.1%400%187.5.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计121.2%2.1%400%187.5
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计121.2%2.1%400%187.5,减速器课程设计
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1 一级 直齿圆柱齿轮减速器 设计者： 桂安 学 号： 0103090628 指导教师： 蔡莹 2011 年 6 月 26 日 nts 2 目录 一 、 传动方案的拟定 . 4 二、电动机选择 . 4 三、传动装置的运动和动力设计 . 6 四、齿轮传动的设计 . 9 五、 V 带设计 . 12 六、传动轴的设计 . 14 八、键联接的设计 . 25 九、联轴器的设计 . 26 nts 3 设计课题： 设计一单级直齿圆柱 齿轮减速器。 已知参数： 滚筒圆周力 F/N 带速 v/m/s 滚筒直径 D/mm 滚筒长度 L/mm 1200 2.1 400 600 设计任务要求： 1、 低速轴 零件图纸一张 2、 设计说明书一份 nts 4 计算过程及计算说明 一 、 传动方案的 拟定 由于本设计的 要求较低， 并 已知 输出功率 ，为 增大效率 ， 故 建立如图 所示的 传动方案及 减速器构造 。 二、电动机选择 1、电动机类型和结构的选择： 选择 Y 系列 的 三相异步电动机，此系列电动机 是 属于一般用途的全封闭 式 自扇冷电动机，结构简单，工作可靠， 并且 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。 2、 电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： d 总 (kw) 其中 FV/1000=1200 2.1/1000=2.52 (kw) 带传动 轴承 齿轮传动 联轴器 驱动卷筒 传动 带 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 电动机类型 Y 系列 传动装置的总效率： 总 =0.833 nts 5 效率 0.96 0.98 0.97 0.99 0.96 总 = 带 3 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 =0.960.9830.970.990.96=0.833 Pd =总 =2.52/0.833=3.03(kw) 3、 确定各级转速 滚筒转速工作转速 n 筒 =60 1000v/D=60 1000 2.1/（ 400） =100.32(r/min) 取 v 带传动比 i1=24 一级圆柱齿轮减速器传动比 i2=36 则总 传动比合理范围为 ia=624 电动机的转速范围可选为 n=n ia=100.32 (624)=601.922401.68(r/min) 查设计手册表 12 1 取电动机型号 Y100L-2 电动机型号 额定功率 kw 电动机转速 (r/min) 电动机质 量 k 同步转速 满载转速 Y132M1-6 4 1000 960 73 电动机主要外形和安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 L（ AC/2+AD） HD 地脚安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 装键部位尺寸 F GD 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 42 电机所需工作功率 Pd=3.03KW 滚筒工作转速 n 筒 =100.32r/min 选取电机转速： n 电 =1000r/min nts 6 三、传动装置的运动和动力设计： 1、运动参数及动力参数的计算 （ 1） 计算各轴的转数： i 总 = nm/n=960/100.32=9.6 初步取 i 齿轮 =4 则 i 带 =9.6/4=2.4 n0=n 电机 =960r/min nI = n0/i 带 =960/2.4= 400 r/min nII = nI /i 齿轮 =400/4=100 r/min （ 2） 计算各轴的 输入 功率： I0轴： P = P 工作 =3.03KW 轴： PI=P 带 =3.03 0.96=2.91（ KW） 总传动比 i 总 =9.6 各级传动比 i 齿轮 =4 i 带 =2.4 nts 7 轴： PII= P 轴承 齿轮 =2.91 0.98 0.97=2.77 （）计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率故： P =P 轴承 =2.91 0.98=2.85 KW P = P 轴承 =2.77 0.98=2.71 KW （ ）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： T=9550 P 电 /nm=9550 3.03/960=30.14（ N m） 轴： TI = T i 带 带 =30.14 2.4 0.96=69.44（ N m） 轴： TII= TI i 齿轮 轴承 齿轮 =69.44 4 0.98 0.97=264.04（ N m） ( )计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T = TI 轴承 =69.44 0.98=68.05（ N m） T = TII 轴承 =264.04 0.98=258.76（ N m） nts 8 综合以上数据，得表如下： 轴名 效率 P （ KW） 转矩 T （ N m） 转速 n r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.03 30.14 960 轴 2.91 2.85 69.44 68.05 400 轴 2.77 2.71 264.04 258.76 100 电动机主要外形和安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 L（ AC/2+AD） HD 地脚安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 装键部位尺寸 F GD 132 515 345 315 216 178 12 38 80 10 42 nts 9 四、齿轮传动的设计： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 初估速度： 小齿轮选软 齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为 45 号钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为 200HBS。 齿轮精度初选 级 (2)、初选主要参数 Z1=25 ， i= Z2= Z1 i=25 =100 d=1.1 （ 3） 、 按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 kT1(u+1)(ZEZH)2/(d u H 2) 1/3 确定各参数值 1 载荷系数 查表 取 K=1.2 2 小齿轮 理论 转矩 T1=9.55 106 P1/n1=9.55 106 2.91/400 =69476（ Nm m） 3 材料弹性影响系数 由课 本 16-8 ZE=189.8 MPa 许用应力 查课本表 16-4 查表 16-7 按一般可靠要求取 SH=1.1 选取齿轮模数 m=3mm nts 10 则 取两式计算中的较小值，即 H =364Mpa 于是 d176.43kT1(u+1)/(d uH2) 1/3 = 76.431.269476( 4+1)/（ 1.143642） 1/3 = 68.34 mm (4) 确定模数 m= d1/ Z1 68.34/25=2.73 取标准模数值 m=3 (5) 再 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 用公式 校核 式中 小轮分度圆直径 d1=m Z1=3 25=75mm 齿轮啮合宽度 b=d d1 =1.1 75=82.5mm 复合齿轮系数 YFa1=2.80 YFa2=2.18 许用应力 Flim1=450MPa Flim2=280Mpa 查表 16-7 ，取 SF=1.4， Ysr1=1.55,Ysr2=1.79 则 有值： nts 11 计算弯曲应力 带入公式得： F1=38.99dmin=75mm 故有： dd2=n1/n2d d1=960/400 100=240mm 由课本 P230 注中 V 带的基准直径系列中取标准直径 dd2=236mm 实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2= =960 100/236=406.78r/min 转速误差为： n2 - n2/n2=（ 400-406.78） /400=-0.016=32.391.05=34.014 取 d=35mm（最小轴颈尺寸） 低速度轴各部结构尺寸表 轴颈 段号 轴颈 段名 轴颈直 径代号 轴颈直 径尺寸 轴颈长 度代号 轴颈长 度尺寸 相关零件 配合部位 配合部位 结构尺寸 联轴器安装段 d1 35 L1 81 联轴宽度 82 右轴承密封段 d2 42 L2 53.7 密封宽度 12 右轴承段 d3 45 L3 41 轴承宽 B 19 齿轮安装段 d4 47 L5 81.5 齿轮宽度 82.5 轴肩 d5 54 L4 8 nts 21 注：表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。 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，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，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，轴呈阶梯状，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。详细情况见上页低速度轴的结构的示意图 （ 2）确定轴的各段直径和长度 初选 6209 型深沟球轴承，其内径为 45mm，外径为 85mm，宽度为 19mm。额定动负荷 , Cr 29100 N （ 3）、支承受力及合成当量弯矩及强度校核 大齿轮分度圆直径 d2=300mm 大齿轮上转矩 T3=264.04Nm 圆周力 Ft： Ft=2T3/d2=2264.04103/300=1760N 求径向力 Fr: Fr=Fttan=1760tan20=640.68N LA=LB=70.75mm 具体计算如下： A、求解支反力 FAY、 FBY、 FAZ、 FBZ 水平方向的支反力 :FAY=FBY= Ft /2=880N 垂直方向的支反力 :FAZ= FBZ = Fr /2=640.68/2=320.34 N B、在水平面 c 内弯矩为 MC1=FAY L=88070.15= 61.73Nm C、截面 C 在垂直面内弯矩为 MC2=FAZ L=320.3470.15=22.47Nm D、计算合成弯矩 MC 合 =（ MC12+MC22） 1/2=（ 61.732+22.472） 1/2=65.69Nm 左轴承安装段 d6 45 L6 32 轴承宽 B 19 nts 22 转矩： T=9.55（ P3/n3） 103 =9.552.77/100103=264.54Nm E、计算当量弯矩：根据课本得 =0.6 Mec =MC2+(T)21/2=71.942+(0.6264.54)21/2=171.78Nm F、校核危险截面 C 的强度 查出： 轴的材料及热处理为： 45#调质 B =650MPa， -1b=60MPa 安装齿轮的轴径 d5=47mm,考虑键槽影响 5%,实际 d5=479 5%=44.65mm e= Mec /（ 0.1d3） =171.78103/(0.144.653) = 19.30Mpa 因 e -1b 此轴强度足够 低速度轴的受力及弯矩合成如下图： nts 23 七、滚动轴承的选择及校核计算 考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。 国家标准深沟球轴承参数表 型号 内径 外径 宽度 动负荷 静负荷 极限转速（油） 极限转速（脂） 6026 d30 D62 B16 19500N 11300N 11000rpm 13000rpm 6027 d35 D72 B17 25700N 15300N 9500rpm 11000rpm 6028 d40 D80 B18 29100N 17800N 8500rpm 10000rpm 1、计算输入轴承 （ 1）、 选择轴承 因减速器采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向载荷，故选择深沟球轴承。型号为 6207型，内径为 d3=35mm, 装轴承的轴颈倒角为 145，轴承宽度为： b=17mm，外径为：nts 24 D=72mm。基本额定动负荷： 25700 N。这些参数与前面轴的结构设计基本相符。 (2)、 求两支承轴承的当量载荷 A、 齿轮受力作用在支承点上的支反力 ： 水平支反力 : 的轴承 FAy 齿 = FtLBC/ LAB =230450/100=1152N； FBy 齿 = Ft- FAy=1152N； 以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。 垂直支反力 ： FAz 齿 = Fr LBC/ LAB =838.5950/100=419.30N； FBZ 齿 = Fr- FAZ=838.59-419.30=419.29N； B、 皮带拉力在支点产生的支反力 ： FA 带 =FDLBD/ LAB =1231.985/100=1047.12N FB 带 = FD + FA 带 =1231.9+1047.12=2279N C、 轴承径向总支反力及当量载荷 ： FRA=(FAY 齿 2+FAZ 齿 2)1/2+ FA 带 = (11522+419.32)1/2+1047.12 =2273.05N FRB =(FBY 齿 2+FBZ 齿 2)1/2+ FB 带 =(11522+419.32)1/2+2279=3504.93N 因 Fa=0，当量载荷 P=3504.93N (3)、计算轴承寿命 由 P279 表 16-9、 16-8 得 fp=1.2 轻微冲击， ft=1 工作温度低于 100C， =3-滚动轴承 根据课本 P279（ 16-3）寿命计算公式计算： C=101091 2、计算输出轴承 (1)、 选择轴承 转速 n=100r/min 试选 6209 型深沟球轴承， 其内径为 45mm，外径为 82mm，宽度为 19mm。额定动负荷 , Cr31500 N 。 （ 2）、 求两支承轴承的当量载荷 FRB =FRA=(FAY2+FAZ2)1/2=(8802+320.342)1/2=936.49N 因 Fa=0 当量载荷： P=936.49 (3)、 计算轴承寿命 nts 25 由 P279 表 16-9、 16-8 得 fp=1.2 轻微冲击， ft=1 工作温度低于 100C， =3-滚动轴承 根据课本寿命计算公式 可得 C=941091 八、键联接的 设计 （ 1）减速器用键一览表 （单位： mm） 轴颈 颈长 键宽 键高 键长 输入轴 D35 L78 B10 H8 L75 输出轴 d35 L80 b10 h8 L70 d45 L82 b14 h9 L70 （ 2）、键的材料及许用应力 根据课本 P158 表（ 10-10）得： 键用精拔钢，轻微冲击时 p=100 120 Mpa 选取 p=110 Mpa （ 3）、各轴受的扭矩 T=30140Nmm TI=69440Nm
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