一级圆柱直齿减速器课程设计211.5%1.5%280%118链.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计211.5%1.5%280%118链
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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211.5%1.5%280%118链,减速器课程设计
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分析确定方案 通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。 齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。 带传动具有传动平稳吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。 已知数据：滚筒圆周力 F=1500N，滚筒带速 V=1.5m/s，滚筒直径 D=280mm，滚筒长度L=400mm。 nts 一 、 电动机的选择计算 1 选择电动机的转速 (1)计算卷筒轴的转速 : n =60v/ D=60 1000 1.5/3.14 280 (2) 选择电动机的转速 工作机的有效功率 Pw=FV=1500 1.5 传动装置总效率 a= 卷 联 3 轴承 齿 带 查 机械 设计 手册 弹性联轴器效率 : 联 =0.99 轴承 =0.98 齿轮 =0.97 链 =0.92 卷 =0.96 a=0.96 0.99 0.97 0.92 0.983 所需电动机的输出功率 :Pd=Pw/ a=2.25/0.80 选取电动机的额定功率 :Pm=1.2 Pd =3.375 由设计指导书中表 1 取 链 传动的传动比 i0=23.5,一级圆柱齿轮减速器传动的合理范围为 i=36,电动机转速的可选范围为 nd=ia n =（ 621） 102.36 2 选择电动机型号 额定功率 (kw) 满 载 时 起动电流 满载电流 起动转矩 满载转矩 最大转矩 满载转矩 转 速 (r/min) 电 流 (380v) (A) 效率 (%) 功率因数 4 960 7.2 83.0 0.76 6.5 2.0 2.2 根据工作条件并考虑电动机和传动装置的尺寸 ,重量和减速器的传动比 ,选用型号为 Y132M1-6 的 Y2 系列封闭式三相异步电动机。其主要性能如下表 二、 传动装置的运动与动力参数的选择计算 1. 分配传动比 1) 总传动比 ia=nm/ n =960/102.36 nm电动机满载转速 2) 各级传动比 :根据总传动比（ ia=9.38）及设计指导书 ,选定各级传动比如下 : 2. 链 传动比 i2=2.65,则减速机传动比为 i= ia/ i1=9.38/2.65 n =102.36r/min Pw=2.25KW a=0.80 Pd=2.8KW nd=614.162149.56r/min ia=9.38 i0=2.65 i=3.54 nts 2 各轴的转速 : 设传动装置各轴由高速到低速依次为轴 （输入轴） 轴 （输出轴）轴 （滚筒轴） ,以及 :i0.i 为相邻两轴间的传动比 , 01 12 23 为相邻两轴间的传动效率 P P P 为各轴的输入功率 (KW) T T T 为各轴的输入转矩 (N M) n n n 为各轴的转速 (r/min) n =nm/ i0=960/1 n = n / i=960/3.54 n =n /i23=271.2/2.65 3 各轴的功率 ： P =Pm 轴承 齿 =2.8 0.99 P = P 轴承 齿 =2.772 0.98 0.97 P = P 链 滚 =2.64 0.92 0.99 4 各轴的转矩： Td=9550 (Pm/nm)=9550 2.8/960 T =Td i0 带 =27.85 1 0.99 T = T i 12=27.56 3.54 0.98 0.97 T = T 23=92.8 2.65 0.92 0.99 现将运动和动力参数计算结果汇总列表如下 : 轴名 功率 P(kw) 转矩 T(N m) 转速(r/min) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 2.8 27.85 960 轴 2.77 27.56 960 1 0.99 轴 2.64 92.8 271.2 3.54 0.96 轴 2.4 224 102.33 2.65 0.91 三 传动零件的设计计算 滚子一链传动设计计算 根据 i=Z3/Z2=2.65,取 Z2=25，则 Z3=i23 z2=25*2.65=66.25,取 Z3=66 确定链节距 PZAK PKKP 0 P= P =2.77Kw，查得工矿系数 KA=1.0，小链轮齿数 KZ=0.74，多排链系数 KP=1.75， 代入上式得 75.1 77.274.00.10 P=1.17Kw n =960r/min n =271.2r/min n =102.33r/min P =2.772KW P =2.64KW P =2.40KW Td=27.85N m T =27.56N m T =92.8N m T =224.00N m Z2=25 Z3=66 链节号 08A（双排） P=12.7mm nts 根据 0P 1.17Kw，及 n=271.2r/min，选定链轮型号为 08A，节距为 12.7mm，验算链速 100060 7.122.27125100060 22 pnZV=1.43m/s N0， N0 3*106） YN2 1（ N2N0， N0 3*106） 弯曲疲劳的最小安全系数 FminS ，按一般可靠性要求 计算得弯曲疲劳许用应力为 1Fmin1lim1 S Nbbbb Y 490/1*1 2Fmin2lim2 S Nbbbb Y 460/1*1 3） 校核计算 111 11 mdbK2FSbb YT 2*1.2*57696.7*4.35/55*2.5*50 87.62 Mpa 1bb212 12 mdbK2FSbb YT 2*1.2*57696.7*3.92/50*2.5*50 86.85 Mpa 2bb故弯曲疲劳强度足够 nts 四、 轴的结构设计 : 1.减速器高速轴 (输入 轴 )的设计 : （ 1） 选择轴 的材料 轴 的材料 为 45 号钢，调质处 理 （ 2）按扭矩初步估算 轴 端直 径 按公式 31101 nPAd 其中0A=110 160，取0A=160 31101 nPAd = mmmm 2377.2296077.2160 3 电动机轴伸直径 38mm，高速轴轴轴伸直径 2030mm， 高速轴轴伸直径初步确定为 d=30mm， 该轴设计为 直齿 齿轮轴，考虑到强度要求， 选用 深沟球 轴 承。根据 轴 端尺寸，初 选 深沟球 轴 承 6308 a.轴的径向（轴径）尺寸的确定 根 据 定 位 方 式 和 轴 承 的 大 概 安 装 位 置 等 初 选d1=32mm,d2=35mm,d3=d4=40mm,齿轮轴的分度圆直径 d=60mm 。 b.轴的轴向尺寸的确定 各轴段如图 6-1 所示 ，根据各轴段上安装的零件宽度等结构确定各段长分别为： d1 段 60mm,d2 段 48mm,d3、 d4 段均 28mm,轴环均 8mm 1d 23mm D1=32mm D2=35mm D3=40mm D4=40mm nts 减速器低速轴 (输出轴 )的设计 1、 初算最小 直 径 : dmin c3IInPII =110160 32.27164.2=23.4834.1mm 2、 初定轴结构 ， 初选 链轮和键 和 深沟球 滚动轴承 1） 第一段 : 轴径 d1: d1=d 30mm 轴长 L1=50mm 2) 第二段 : 轴径 d2:取 d2=35mm 轴长 L2:取 L2=35mm 3） 第三段 : 轴径 d3:根据滚动轴承的安装尺寸取 d3=40mm 轴长 L3:取 L3=30mm 选用 6308 轴承 4） 第 四 段 : 轴径 d4:取 d4=48mm 轴长 L4:取 L4=50mm 键 : 选圆头普通 平键 14 9 36(GB1096 79) 5） 第 五 段 : 轴径 d5:取 d5=55mm 轴长 L5:取 L5=10mm 6）第六段 : 轴径 d6:取 d6=50mm 轴长 L6:取 L6=40mm 7） 第 七 段 : 轴径 d7:取 d7= d3=40mm 轴长 L7:取 L7=30mm 选用 6308 轴承 轴总长 L : L = L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7 =50+36+30+50+10+40+30=246mm d 30mm d1=30mm L1=50mm d2=35mm L2=35mm d3=40mm L3=30mm 6308 轴承 d4=48mm L4=50mm d5=55mm L5=10mm d6=50mm L6=40mm d7=40mm L7=30mm 滚动轴承 : 选 6308 轴承 L =246mm nts 3、校核低速轴的强度 (轴 ) 许用弯曲应力法 1）计算齿轮受力 转矩 T:T=222.7Nm=2.227 105 Nmm 圆周力 Ft: Ft=2T/d=（ 22.227105） /48=9279.17N 径向力 Fr: Fr=Fttg =9279.17tg20 =3377.34N 轴受力图 : 2)计算轴支反力 : 水平面支反力 : Raxy= Rbxy =（ 1/2） Ft=（ 1/2） 9279.17=4639.59N 水平面受力图 : 垂直面支反力 Raxz=Fr BC/AB=3377.34 66/132=1688.67N Rbxz= Ft Raxz=3377.34 1688.67=1688.67N T=2.227.105Nmm Ft=9279.17N Fr=3377.34N Raxy=4639.59N Rbxy=4639.59N Raxz=1688.67N Rbxz=1688.67 N nts 垂直面受力图 : 3)计算弯矩 : 水平面弯矩 MCH= Raxy AC=4639.59*66=306212.94 Nmm 水平面弯矩图 ; 垂直面弯矩 MCV= Raxz AC=1688.67*66=111452.22 Nmm MCH=306212.94 Nmm MCV=111452.22 Nmm nts 垂直面弯矩图 ; 合成弯矩 MC= 2CV2CH MM = 22 22.1 11 45 294.3 06 21 2 =325864.94 Nmm 合成弯矩图 4)轴的扭矩 T=222.7Nm=2.227 105 Nmm 轴的扭矩图 : MC=325864.94 Nmm T=222700Nmm nts5)确定许用应力 : 因初选轴的材料为 45#调质 查 表 13-1 得 B=650Mpa s=360M 查 表 13-6 得 : +1 bb=215Mpa, 0 bb=102Mpa, -1 bb=60Mpa = -1 bb/ 0 bb=0.59 6） 当量弯矩 MC= 2(2 )TM = 252 X 2 . 2 2 7 X 1 059.03 2 5 8 6 4 . 9 4 =351357.48 Nmm 当量弯矩图 7)校核轴径 : 校核 C 截面直径 dC= 31C 1.0/M be = 3 60X1.0/3 5 1 3 5 7 .4 8 =38.83mm 考虑该截面上键槽的影响，直径增加 3 dC=1.0338.83=40mm 结构设计确定的直径为 48mm，强度足够 五、 滚动轴承的选择与寿命验算 根据条件，轴承预计寿命 Lh5 365 8=14600 小时 1.输入轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=628.20N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 5 0 4 8 .3 8 N1 4 6 0 010 86.342601 20.6282.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查 表 11-5，选择 6308 轴承 Cr=29.5KN 由 式 11-3 有 146002913133820.622.1 29500186.34260 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth预期寿命足够 。 此轴承合格。 =0.59 MC=351357.48 Nmm 深沟球轴承 6308 nts 2.输出轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=1369.61N （ 2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 6 6 9 6 .6 3 N1460010 22.77601 61.13692.110 601616 ）（）（ htd LnfPfC （ 3）选择轴承型号 查表 11-5，选择 6308 轴承 Cr=43.2KN 由式 11-3 有 1 4 6 0 03 9 1 9 5 4 561.1 3 6 92.1 4 3 2 0 0122.7760 10)(6010 366 ）（Pf CfnLdth 预期寿命足 够 此轴承合格 nts 六、 键联接的选择和验算 1、 链 轮与 低 速轴轴伸的键联接 采用 半 圆头普通平键 (GB1096 79)b h=10 8 因 链 轮宽为60mm 故取键长 L=60mm。已知 :d=25mm h=7mm L =Lb=25 7=18mm， T=57.7Nm。则 : p=4T/dhL =(457.7103)/(25725)=52.75Mpa p=125 Mpa 2、 大齿轮与低速轴的键联接 采用圆头普通平键 (GB1096 79)b h=14 9,因齿轮与低速轴配合处轴长 50mm，故取键长 L=36mm。已知 :d=48mm h=9mm L =L b=36 9=27mm， T=222.7Nm。则 : p=4T/dhL =(4222.7103)/(48927)=76.37Mpa p=125 Mpa 3、联轴器与 高 速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键 (GB1096 79)b h=10 8, 因联轴器长82mm，故取键长 L=70mm。已知 :d=35mm h=8mm L =Lb/2=70 8=62mm T=216Nm。则 : p=4T/dhL =(4216103)/(35862)=49.78Mpa p=125 Mpa 键 C8 25 (GB1096 79) 该键联接强度足够 键 A14 36 (GB1096 79) 该键联接强度足够 键 C14 100 (GB1096 79) 该键联接强度足够 nts 七、 联轴
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