04雙齒減速器設計

04雙齒減速器設計,04,減速器,設計 目 錄設計計劃任務書 1傳動方案說明2電動機的選擇3傳動裝置的運動和動力參數(shù)5傳動件的設計計算6軸的設計計算8 聯(lián)軸器的選擇10 滾動軸承的選擇及計算13 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算14 減速器附件的選擇15 潤滑與密封16 設計小結16 參考資料161.擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速nw,即v=1.1m/s;D=350mm; nw=60*1000*v/(*D)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常選用同步轉速為r/min或r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為7或25。2.選擇電動機）電動機類型和結構形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的（）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。）電動機容量（）卷筒軸的輸出功率F=2800r/min; Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000 (2)電動機輸出功率PdPd=Pw/t傳動裝置的總效率t=t1*t22*t3*t4*t5式中，t1,t2,為從電動機到卷筒之間的各傳動機構和軸承的效率。由表查得：彈性聯(lián)軸器 1個t4=0.99; 滾動軸承2對t2=0.99; 圓柱齒輪閉式1對t3=0.97; V帶開式傳動1幅t1=0.95; 卷筒軸滑動軸承潤滑良好1對t5=0.98; 則t=t1*t22*t3*t4*t5=0.95*0.992*0.97*0.99*0.980.8762 故Pd=Pw/t=3.08/0.8762 （）電動機額定功率Ped由第二十章表選取電動機額定功率ped=4KW。3）電動機的轉速為了便于選擇電動事，先推算電動機轉速的可選范圍。由表查得V帶傳動常用傳動比范圍24，單級圓柱齒輪傳動比范圍36，可選電動機的最小轉速Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可選電動機的最大轉速Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步轉速為960r/min選定電動機型號為321。）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表、表查出321型電動機的方根技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表刻錄備用。電機型號額定功率同步轉速滿載轉速電機質量軸徑mmY132M1-64Kw10009607328大齒輪數(shù)比小齒輪數(shù)=101/19=5.3158 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比）傳動裝置總傳動比nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ）分配各級傳動比取V帶傳動比為i1=3; 則單級圓柱齒輪減速器比為i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得i2值符合一般圓柱齒輪和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)）各軸轉速電動機軸為軸，減速器高速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ）各軸輸入功率按機器的輸出功率Pd計算各軸輸入功率，即P0=Ped=4kw 軸I 的功率P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw 軸II功率P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ）各軸轉矩T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917 Nm T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm 二、設計帶輪1、計算功率P=Ped=4Kw 一班制，工作小時，載荷平穩(wěn)，原動機為籠型交流電動機查課本表，得KA=1.1; 計算功率Pc=KA*P=1.1*44.4kw 2選擇普通帶型號n0 =960r/min 根據(jù)Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由圖13-15（205頁）查得坐標點位于A型d1=80100、確定帶輪基準直徑表及推薦標準值小輪直徑d1=100mm; 大輪直徑d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取標準件d2=355mm; 4、驗算帶速驗算帶速v=*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在525m/s范圍內(nèi)從動輪轉速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 從動輪轉速誤差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.0141 5、V帶基準長度和中心距初定中心距中心距的范圍amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算帶長Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4/a0 Lc = 1461.2mm 選定基準長度表8-7,表8-8查得Ld=1600mm; 定中心距a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm 6、驗算小帶輪包角驗算包角180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a145.2107 120度 故合格7、求V帶根數(shù)Z由式（13-15）得查得 n1=960r/min , d1=120mm查表13-3 P0=0.95由式13-9得傳動比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得由包角145.21度查表13-5得Ka=0.92KL=0.99z=4.4/(0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在帶上的壓力F查表13-1得q=0.10故由13-17得單根V帶初拉力三、軸初做軸直徑： 軸I和軸II選用45#鋼 c=110d1=110*（3.8/320）(1/3)=25.096mm取d1=28mmd2=110*(3.65/60)（1/3）=43.262mm由于d2與聯(lián)軸器聯(lián)接，且聯(lián)軸器為標準件，由軸II扭矩，查162頁表取YL10YLd10聯(lián)軸器Tn=630580.5878Nm 軸II直徑與聯(lián)軸器內(nèi)孔一致取d2=45mm四、齒輪1、齒輪強度由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3采用軟齒面，小齒輪40MnB調質，齒面硬度為260HBS，大齒輪用ZG35SiMn調質齒面硬度為225HBS。因，SH1=1.1， SH2=1.1，因：，SF=1.3所以2、按齒面接觸強度設計設齒輪按9級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.5，齒寬系數(shù)小齒輪上的轉矩 按 計算中心距u=i=5.333mm齒數(shù)z1=19,則z2=z1*5.333=101模數(shù)m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模數(shù)m2.5 確定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm齒寬b=b1=70mm,b2=60mm3、驗算彎曲強度齒形系數(shù)YF1=2.57，YF2=2.18按式（11-8）輪齒彎曲強度4、齒輪圓周速度按162頁表11-2應選9做精度。與初選一致。五、軸校核：圓周力Ft=2T/d1徑向力Fr=Ft*tan =20度 標準壓力角d=mz=2.5*101=252.5mmFt=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5NFr=5852.5*tan20=2031.9N1、求垂直面的支承壓力Fr1,Fr2 由Fr2*L-Fr*L/2=0得Fr2=Fr/2=1015.9N2、求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft/2=2791.2N3、畫垂直面彎矩圖L=40/2+40/2+9010=140mmMavFr2*L/21015.9*140/2=71.113Nm4、畫水平面彎矩圖MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm5、求合成彎矩圖6、求軸傳遞轉矩T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm7、求危險截面的當量彎矩從圖可見a-a截面是最危險截面，其當量彎矩為軸的扭切應力是脈動循環(huán)應力取折合系數(shù)a=0.6代入上式可得8、計算危險截面處軸的直徑軸的材料，用45#鋼，調質處理，由表14-1查得由表13-3查得許用彎曲應力，所以考慮到鍵槽對軸的削弱，將軸的最小危險直徑d加4%。故d=1.04*25.4=26.42mm由實際最小直徑d=40mm,大于危險直徑所以此軸選d=40mm,安全六、軸承的選擇由于無軸向載荷，所以應選深溝球軸承6000系列徑向載荷Fr=2031.9N，兩個軸承支撐，F(xiàn)r1=2031.9/21015.9N工作時間Lh3*365*8=8760（小時）因為大修期三年，可更換一次軸承所以取三年由公式式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作環(huán)境溫度不高)（深溝球軸承系列）由附表選6207型軸承七、鍵的選擇選普通平鍵A型由表10-9按最小直徑計算，最薄的齒輪計算b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm由公式所以選變通平鍵，鑄鐵鍵所以齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵。八、減速器附件的選擇1、通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用M181.52、油面指示器：選用油標尺，規(guī)格M163、起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞及墊片M161.55、窺視孔及視孔蓋選用板結構的視孔蓋九、潤滑與密封：1、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級大齒輪的速度為：查課程設計P19表3-3大齒輪浸油深度為六分之一大齒輪半徑，所以取浸油深度為30mm。2、滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設導油溝，并設擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。3、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備選用L-AN15潤滑油4、密封方式選取：選用凸緣式端蓋，易于調整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定。設計小結：二、課程設計總結設計中運用了Matlab科學工程計算軟件，用notebook命令調用MSWord來完成設計說明書及設計總結，在設計過程中用了機械設計手冊2.0 軟件版輔助進行設計，翻閱了學過的各種關于力學，制圖，公差方面的書籍，綜合運用了這些知識，感覺提高許多，當然尤其是在計算機軟件CAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設計給設計人員帶來的方便，各種設計，計算，制圖全套完成。由于沒有經(jīng)驗，第一次做整個設計工作，在設計過程中出現(xiàn)了一些錯誤比如線形，制圖規(guī)格，零件設計中的微小計算錯誤等都沒有更正，設計說明書的排版也比較混亂等等。對圖層，線形不熟悉甚至就不確定自己畫出的線，在出圖到圖紙上時實際上是什么樣子都不知道 ，對于各種線寬度，沒有實際的概念。再比如標注較混亂，還是因為第一次做整個設計工作，沒有經(jīng)驗，不熟悉。這次設計的目的是掌握機械設計規(guī)律，綜合運用學過的知識，通過設計計算，繪圖以及運用技術標準，規(guī)范設計手冊等有關設計資料進行全面的機械設計技能訓練。目的已經(jīng)達到，有許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應用在實際中，還有待于提高水平。雖然它可能不是良好、優(yōu)秀，但是既然教學環(huán)節(jié)、課程設計目的已經(jīng)達到，那么這次設計做的就是完全合格的。當然還受軟件的熟悉，運用程度的影響，所有這些必須得參加實踐，接觸實際工程設計中才能提高。帶輪，齒輪，軸，軸承這些關鍵的設計計算都達到合格，并且用機械設計手冊2.0 軟件版的驗證了。 通過這次課程設計，感到機械設計綜合了力學，公差，材料，制圖等學科的知識，要好了這些功課，才能做好機械設計。參考資料：工程力學，機械設計基礎，機械設計指導，互換性技術與測量，機械制圖Nw=60.0241r/minPw=3.08Kw效率t=0.8762Pd = 3.5150 Ped=4Kwi=15.9936i1=3i2=5.3312n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minP0=4KwP1=3.8KwP2=3.6491KwT0=39.7917NmT1=113.4063NmT2=589.5878NmKA=1.1Pc=4.4Kwd1=100mmd2=355mm初定中心距a0=350mmLc=1461.3mmLd=1600mm中心距a=420mmz=3根預緊力FQ274.3Nd1=28mmd2=45mmYL10YLd10T1=113.4063Nmm=2.5a=150mm =20度Ft=5582.5NFr=2031.9NFH1=FH2=2791.2NMav=71.113NmMaH=195.38NmMa216.16NmMe=457.15NmFr1=1015.9NLh=8760小時6207型bhL=1498019