一级圆柱直齿减速器课程设计241.7%1.4%220%122.5.docx
一级圆柱直齿减速器课程设计241.7%1.4%220%122.5
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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241.7%1.4%220%122.5,减速器课程设计
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一、传动方案拟定 第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 （ 1） 工作条件：使用年限 10 年，每年按 300 天计算，两班制工作，载荷平稳。 （ 2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1.7KN；带速 V=1.4m/s； 滚筒直径 D=220mm。 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y 系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （ 1）传动装置的总效率： 总 =带 2轴承 齿轮 联轴器 滚筒 =0.960.9920.970.990.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000总 =17001.4/10000.86 =2.76KW 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D =6010001.4/220 =121.5r/min 根据【 2】表 2.2 中推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比 Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围 Ic=35，则合理总传动比 i 的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=inw=（ 620） 1 21.5=7292430r/min 符合这一范围的同步转速有 960 r/min 和 1420r/min。由【 2】表 8.1 查出有三种适用的电动机型号、如下表 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（ r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案 1 因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案 2 适中。故选择电动机型号 Y100l2-4。 4、确定电动机型号 nts根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。 其主要性能：额定功率： 3KW，满载转速 1420r/min，额定转矩 2.2。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 筒 =1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比 （ 1） 取 i 带 =3 （ 2） i 总 =i 齿 i 带 i 齿 =i 总 /i 带 =11.68/3=3.89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） nI=nm/i 带 =1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i 齿 =473.33/3.89=121.67(r/min) 滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 2、 计算各轴的功率（ KW） PI=Pd带 =2.760.96=2.64KW PII=PI轴承 齿轮 =2.640.990.97=2.53KW 3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2 入 /n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2 入 /n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 选择普通 V 带截型 由课本 1P189 表 10-8 得： kA=1.2 P=2.76KW PC=KAP=1.22.76=3.3KW 据 PC=3.3KW 和 n1=473.33r/min 由课本 1P189 图 10-12 得：选用 A 型 V 带 （ 2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由 1课本 P190 表 10-9，取 dd1=95mmdmin=75 dd2=i 带 dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm 由课本 1P190 表 10-9，取 dd2=280 带速 V： V=dd1n1/601000 =951420/601000 =7.06m/s nts在 525m/s 范围内，带速合适。 （ 3） 确定带长和中心距 初定中心距 a0=500mm Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450 =1605.8mm 根据课本 1表（ 10-6）选取相近的 Ld=1600mm 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm (4) 验算小带轮包角 1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a =1800-57.30(280-95)/497 =158.6701200（适用） （ 5） 确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率 .据 dd1 和 n1，查课本图 10-9 得 P1=1.4KW i1时单根 V 带的额定功率增量 .据带型及 i 查 1表 10-2 得 P1=0.17KW 查 1表 10-3，得 K=0.94；查 1表 10-4 得 KL=0.99 Z= PC/(P1+P1)KKL =3.3/(1.4+0.17) 0.940.99 =2.26 (取 3 根 ) (6) 计算轴上压力 由课本 1表 10-5 查得 q=0.1kg/m，由课本式（ 10-20）单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（ 2.5/K） -1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力 FQ FQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2) =791.9N 2、齿轮传动的设计计算 （ 1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表 1 表 6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为 45 钢，调质，齿面硬度 260HBS； 大齿轮材料也为 45 钢，正火处理，硬度为 215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿 =3.89 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1= 20=77.8 取 z2=78 nts由课本表 6-12 取 d=1.1 (3)转矩 T1 T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660N?mm (4)载荷系数 k : 取 k=1.2 (5)许用接触应力 H H= Hlim ZN/SHmin 由课本 1图 6-37 查得： Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn：按一年 300 个工作日，每天 16h 计算，由公式N=60njtn 计算 N1=60473.331030018=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108 查 1课本图 6-38 中曲线 1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 =49.04mm 模数： m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取课本 1P79 标准模数第一数列上的值， m=2.5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径： d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm 齿宽： b=dd1=1.150mm=55mm 取 b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数 YFs 由课本 1图 6-40 得： YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力 bb 根据课本 1P116： bb= bblim YN/SFmin 由课本 1图 6-41 得弯曲疲劳极限 bblim 应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa 由课本 1图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN： YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求，取 SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpa bb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa nts校核计算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa48000h 预期寿命足够 二 .主动轴上的轴承 : (1)由初选的轴承的型号为 :6206 查 1表 14-19 可知 :d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN, 查 2表 10.1 可知极限转速 13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h （ 1）已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力： FR1=FR2=1129N 根据课本 P265（ 11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数 x、 y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本 P265 表（ 14-14）得 e=0.68 FA1/FR148000h 预期寿 命足够 七、键联接的选择及校核计算 1根据轴径的尺寸，由 1中表 12-6 高速轴 (主动轴 )与 V 带轮联接的键为：键 836 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 1040 GB1096-79 2键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键 1445 GB1096-79 bh=149,L=45,则 Ls=L-b=31mm 圆周力： Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93125150MPa=p 因此挤压强度足够 剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够 键 836 GB1096-79 和键 1040 GB1096-79 根据上面的步骤校核，并且符合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 . nts放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M181.5 根据机械设计基础课程设计表 5.3 选择适当型号 ： 起盖螺钉型号： GB/T5780 M1830,材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M8X12,材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M820,材料 Q235 螺栓： GB5782 86 M14100，材料 Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取 z=8 (2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取 z1=8 (3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度 b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径 df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取 18) (7)地脚螺钉数目 n=4 (因为 a250) (8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取 14) (9)盖与座连 接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取 10) (10)连接螺栓 d2 的间距 L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直 d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取 8) (12)检查孔盖螺钉 d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取 6) (13)定位销直径 d=(0.7-0.8)d2=0.810=8 (14)df.d1.d2 至外箱壁距离 C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (17)外箱壁至轴承座端面的距离 C1 C2（ 5 10） (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离： 9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离： =12 mm (20)箱盖，箱座肋厚： m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径 D（ 5 5 5） d3 D轴承外径 nts(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以 Md1 和 Md3 互不干涉为准，一般取 S D2. 九、润滑与密封 1.齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度 12m/s，当 m20
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