一级齿轮减速器说明书Word格式文档下载.docx
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η=η1η22η3η4η5=0.867
工作机所需功率为:
PW=F·
V/1000=3000×
1.7/1000=5.1kW
则所需电动机所需功率
Pd=PW/η=5.1/0.867=5.88kw
因载荷平稳,电动机额定功率
略大于
即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y系列电动机数据,选电动机的额定功率为7.5kw.
(3)确定电动机转速
卷筒轴工作转速:
由nw=81.21r/min,v带传动的传动比i1=2~4;
闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3~10,则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为:
I总=i1×
i2=6~40
故电动机的转速可选范围为
nd=nw×
I总=81.21×
(6~40)=487.26r/min~3248.4r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。
可供选择的电动机如下表所示:
方案
电动机型号
额定功率/Kw
同步转速/满载转速
(r/min)
1
Y132S2—2
7.5
3000/2900
2
Y132M—4
1500/1440
3
Y160M—6
1000/970
4
Y160L—8
750/720
则可选用Y132M—4电动机,满载转速为1440
,额定功率为7.5KW。
二、齿轮的设计
(1)总传动比
IZ=1440/81.21=17.73
V带的传动比为I1=3
减速器的传动比为i2=Iz/I1=17.73/3=5.91
(2)运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)
P0=Pd=7.5kw
n0=nd=1440r/min
T0=9550·
P0/n0=9550×
7.5/1440=47.74N·
m
1轴(高速轴既输入轴)
P1=P0·
η1·
=7.5×
0.96=7.2kw
n1=n0/i1=1440/3=480r/min
T1=9550·
P1/n1=9550×
7.2/480=143.25N·
2轴(低速轴既输出轴)
P2=P1·
η3·
η2=7.2×
0.97*0.99=6.91kw
n2=n1/i2=480/5.91=81.21r/min
T2=9550·
P2/n2=9550×
6.91/81.22=812.49N·
根据以上数据列成表格为:
轴名
功率P/kw
转距T/N.m
转速n/(r/min)
传动比
电动机轴(0轴)
47.74
1440
1轴
7.2
143.25
480
2轴
6.91
812.49
81.21
5.91
已知电动机额定功率P=7.5kw,转速1440r/min,各轴的转速如:
转动轴
电机轴(0轴)
输入轴(1轴)
输出轴(1轴)
转速n
齿数比
电动机驱动,工作寿命年限为5年,两班制工作,连续单向运转,载荷较平稳。
1、选择齿轮的精度等级、材料
输送机为一般工作机器,转动速度不高,为普通减速器,故选用9级精度(GB10095-88),要求齿面精糙度
。
选择小齿轮材料为45钢(调质),其硬度选为250HBS,大齿轮为45钢(正火),其硬度选为200HBS,
2、按齿面接触疲劳强度设计
①、转矩T1
T1=
=9.55×
106×
7.2/480=1.43×
105N·
mm
②载荷系数K及材料的弹性系数ZE
查表7-10取K=1.1,查表7-11取ZE=189.8MPa1/21/2
③、齿数z1和齿宽系数Ψd
取小齿轮的齿数z1=20,则大齿轮的齿数z2=z1×
i=20×
5.91=118.2。
取118。
对称布置、软齿面,查表7-14取Ψd=1
④、许用接触应力【σН】
由图7-25查得σНlim1=600Mpa,σНlim2=550Mpa
N1=60njLh=60×
480×
1×
(5×
52×
5×
16)=5.99×
108
N2=N1/i=5.99×
108/5.91=1.01×
由图7-24查得ZN1=1.03,ZN2=1.16(允许有一定的点蚀)
由表7-9查得SH=1
根据以下公式可得
【σН】1=(ZN1·
σНlim1)/SH=(1.03×
600)/1=618Mpa
【σН】2=(ZN2·
σНlim2)/SH=(1.16×
550)/1=638Mpa
则
d1≥
=
=59.9mm
m=d1/z1=59.9/20=2.99mm
由表7-2取标准模数m=3mm
3、主要尺寸计算
d1=mz1=3×
20=60mm
d2=mz2=3×
118=354mm
b=Ψdd1=1×
60=60mm
经圆整后取b2=60mm,b1=b2+5=65mm
da1=d1+2ha=(20+2)×
3=66mm
da2=d2+2ha=(118+2)×
3=360mm
df1=d1-2hf=(20-2×
1-2×
0.25)×
3=52.5mm
df2=d2-2hf=(118-2×
3=346.5mm
a=0.5m(z1+z2)=0.5×
3×
(20+118)=207mm
4、按齿根弯曲疲劳强度校核
①齿形系数YF
由表7-12查得YF1=2.81,YF2=2.14
②应力修正系数YS
由表7-13查得YS1=1.56,YS2=1.88
③许用弯曲应力【σF】
由图7-26查得σFlim1=445,σFlim2=335
由表7-9查得SF=1.3
由图7-23查得YN1=0.89YN2=0.93
【σF】1=YN1·
σFlim1/SF=0.89×
445/1.3=304.65Mpa
【σF】2=YN2·
σFlim2/SF=0.93×
335/1.3=239.65Mpa
故
σF1=YF1·
YS1(2KT1)/(bm2z1)=2.81×
1.56×
2×
1.1×
1.43×
105/(60×
32×
20)=127.69Mpa≤【σF】1=304.65Mpa
σF2=σF1·
YF2·
YS2/YF1·
YS1=127.69×
2.14×
1.88/2.81×
1.56=117.19Mpa≤【σF】1=239.65Mpa
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
5、验算齿轮的圆周速度v
V=
=
=1.51m/s
由表7-7可知,选9级精度是合适的。
根据以上数据可以制成表格:
齿轮参数
法向模数
m=3
齿数
z1=20
z2=118
齿顶圆直径
da1=66
da2=360
螺旋角
β=0°
齿根圆直径
df1=52.5
df2=346.5
中心距
a=207
分度圆直径
d1=60
d2=354
齿轮宽度
b1=65
b2=60
6、选择润滑方式
闭式齿轮传动,,齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油,润滑油运动粘度
.)
三、轴的设计
1、高速轴(1轴)的设计
确定轴的最小直径
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A=112,于是得
dmin=A
=27.62mm
此处有键槽用于配套V带轮,所以可将其轴径加大5%,即d=27.62×
105%=29mm
(1)选择滚动轴承
因轴承受到径向力的作用,故选用深沟球轴承。
选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008,其尺寸为d*D*B=40mmx68mmx15mm,故d4=d1=40mm,L1=l1=15mm
(2)轴的结构设计
左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,6008型轴承的定位轴肩高度0.07d<
h<
0.1d,故取h=4mm,因此取d2=48mm,而轴承采用套筒定位,套筒厚度为t1=3mm,l套=20,d=42mm,取安装齿轮处的轴段3的轮毂宽度为L=65mm,因为小齿轮的参数很小,所以小齿轮与高速轴采用一体加工的方式,故取L3=65mm.齿轮的右端采用套筒进行轴向定位,故取轴段直径d4=d1=40mm,L4=l套+l1+l盖+l空=90mm,d5=29mm,L5=40mm。
在右端轴承安装完处后的一段轴(装轴承端盖和外露的部分)的直径为38mm。
结构如图所示:
2、低速轴(2轴)的设计
由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A0=112,于是得
=49.26mm
此处有键槽用于配套联轴器,所以可将其轴径加大5%,即d=49.26×
105%=51.72mm
减速器输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d联,为了使减速器输出轴的直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
选择弹性联轴器,取其标准内孔直径d=d1=55mm,L联=84mm。
(1).选择滚动轴承
选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6012,其尺寸为d*D*B=60mmx95mmx18mm,故d5=d2=60mm,L5=l2=18mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,6012型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此取d4=72mm,而大齿轮采用套筒定位,套筒厚度为t1=3mm,l套=25.5mm,取安装齿轮处的轴段3的直径d3=70mm,轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略小于轮毂宽度,故取L3=55mm.齿轮的左端靠套筒轴向定位,故取轴段直径d2=d5=60mm,L2=l套+l2+5+l盖+l空=103.5mm,d1=55mm,L1=80mm。
在左端的轴承安装完处后(轴承端盖和外漏部分)的一段轴的直径为58mm。
四、轴上其它零件的设计
1)轴承端盖的厚度为25mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器和V带轮右端面间的距离均为L空=30mm。
2)查表6-2、6-4取V带轮的基准直径为L=31.5mm,宽度B=16mm。
输入轴上的直径最大的那段轴为d=48mm,L2=20mm。
轴上齿轮距箱体壁15mm。
输出轴上的直径最大的那段轴为d=76mm,l=10mm;
L4=10.5mm。
轴上齿轮距箱体壁17.5mm。
则:
输入轴为L=230mm
输出轴为L=277mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的周向定位
齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
由表10-7查得:
在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=8mmx7mm,L=22mm
在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm,L=48mm
齿轮与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm,L=48mm
键槽均用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为
;
同样,半联轴器与轴的配合为
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径公差为m6。
4)确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为2x45°
,各轴肩的圆角半径为1.5。
五、输出轴上的强度校核
1、已知P2=6.91kwn2=81.21r/min所以T2=9.55×
106P/n1=812590.81N.mm
则:
轴上直齿轮上的周向力
Ft1=
径向力
Fr1=
2、轴的结构图,做出轴的计算简图。
确定轴承的支点的位置时,应从手册中查取值。
因此,作为简支梁的轴的支承跨距分别为55mm、10mm、15mm。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=1846.57N,FNH2=2677.41
FNV1=3211.41N,FNV2=-184.67N
弯矩M
MH=326544.94N·
mm,
MV1=184652.27N·
MV2=-3528N·
总弯距
M1=
375137.39N·
M2=
326563.99N·
弯矩T
T=812590.81N·
3、按弯扭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。
根据式及上表中的数据,以及轴单向转动,扭转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的应力计算如下:
σr3=
49.21Mpa
轴的材料为45钢,调质处理,[σ]=200Mpa,σr3<
[σ],故轴非常安全。
六、键的选择
根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得:
齿轮与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm,L=56mm
在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm,L=50mm
齿轮与轴连接平键截面b*h=18mmx11mm,L=50mm
七、箱体的选择和尺寸确定
(1)箱座尺寸的选择和尺寸确定
箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用,误差不能太大。
本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。
查表4-2得
箱体的数据初定为:
箱座壁厚:
δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm
箱盖壁厚:
δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm
箱座凸缘的最小厚度:
b=1.5δ=15mm,故取b=20mm
箱盖凸缘的最小厚度:
b1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm
箱座底凸缘的的最小厚度:
故取b2=30mm
箱盖上凸缘的的最小厚度b2’=2.5δ=25mm,故取b2’=30mm
地脚螺栓的最小直径:
df=0.036a+12=19.45mm,故取df=20mm
地脚螺栓数目:
轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=15mm,取螺栓为M16
箱盖与箱座连接螺栓直径:
d2=0.5df=10mm,取螺栓为M10
连接螺栓
的间距:
l=125~200,取l=200mm
轴承端盖螺栓的直径:
d3=0.5df=10mm,故取d3=10mm
检查孔盖螺钉直径:
d4=0.4df=8mm
定位销直径:
d=0.8d2=8mm
df、d2、d1至外箱壁的距离C1=30mm
df、d2至凸缘边的距离C2=30mm
轴承旁凸台半径R1=C2=30mm
凸台高度h=50mm
外箱壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+10=70mm
齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>
1.2δ=15mm
齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>
δ,
取Δ2小=17.5mm,Δ2大=15mm
箱盖、箱座肋厚m1=0.85δ1=8.5mm、m2=0.85δ=8.5mm
轴承端盖外径D2入=D入+5d3=118mm、D2出=D出+5d3=145mm
轴承端盖上螺钉的数目都为4
轴承旁连接螺栓的距离S入=D入+2d1=98mm、S出=D出+2d1=125mm
箱座内的深度Hd=d大/2+31.5=210mm
箱座总高度H=Hd+δ+10=230mm
箱座内的宽度Ba=15+15+65=95mm
螺纹油塞的直径:
d油=12mm,取M12x1.25