一级直齿圆柱齿轮加速器的设计-报告书

目录设计任务书……………………………………………………一、传动方案的拟定及电动机的选择……………………………2二、V带选择………………………………………………………4三．高速级齿轮传动设计……………………………………………6四、轴的设计计算…………………………………………………9五、滚动轴承的选择及计算………………………………………13六、键联接的选择及校核计算……………………………………14七、联轴器的选择…………………………………………………14八、减速器附件的选择……………………………………………14九、润滑与密封……………………………………………………15十、设计小结………………………………………………………16十一、参考资料目录………………………………………………161数据如下:已知带式输送滚筒直径320mm，转矩T=130N·m，带速V=1.6m/s，传动装置总效率为ŋ=82%。一、拟定传动方案㈠由已知条件计算驱动滚筒的转速nω,即5.953206.1100060100060Dnr/min一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。㈡选择电动机1、电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2、电动机容量（1）滚筒输出功率PwkwnT3.195505.951309550P（2）电动机输出功率Pkwd59.1%823.1PP根据传动装置总效率及查表2-4得：V带传动ŋ1=0.945；滚动轴承ŋ2=0.98；圆柱齿轮传动ŋ3=0.97；弹性联轴器ŋ4=0.99；滚筒轴滑动轴承ŋ5=0.94。（3）电动机额定功率Ped由表20-1选取电动机额定功率Ped=2.2kw。23、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i2=3~6，则电动机转速可选范围为nd=nω·i1·i2=573~2292r/min方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L1-42.2150014203414.8734.962Y112M-62.21000940459.842.53.94由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。4、电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1，20-2查出Y112M-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。㈢计算传动装置传动比和分配各级传动比1、传动装置传动比84.95.95940nnim2、分配各级传动比取V带传动的传动比i1=2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为45.284.912iii所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范3围。㈣计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为n0=nm=940r/minnI=n0/i1=940/2.5≈376nII=nI/i2=376/3.94≈95.5r/min2、各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即P0=Ped=2.2kwPI=P0ŋ1=2.2x0.945≈2.079kwPII=PIŋ2ŋ3=2.079x0.98x0.97≈1.976kw3、各轴转矩To=9550xP0/n0=9550x2.2/940=22.35N·mTI=9550xPI/nI=9550x2.079/376=52.80N·mTII=9550xPII/nII=9550x1.976/95.5=197.6N·m二、V带选择㈠选择V带的型号根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，由《精密机械设计》的表7-5查得KA=1.0。则kwnTI3.195505.951309550P4Pd=PI·KA=1.0×2.2=2.2kW根据Pd=2.2和n1=940r/min,由《机械设计基础课程设计》图7-17确定选取A型普通V带。㈡确定带轮直径D1，D2。由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=125～140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式D2=iD1（1-ε）(其中ε取0.02)由查《机械设计基础课程设计》表9-1，取D2=315mm。㈢检验带速vv=1.6m/s25m/s㈣确定带的基准长度根据公式7—29：0.7（D1+D2）a2（D1+D2）初定中心距500mm依据式（7-12）计算带的近似长度LaDDDDaL4)()(22221210=1708.9mm由表7-3选取Ld=1800mm，KL=1.01㈤确定实际中心距a20LLaad=545.6mm㈥验算小带包角α1aao12o157.3)D-(D-180=1600㈦计算V带的根数z。5由表7-8查得P0≈1.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得△P0=0.11，则V带的根数LadKKPPPz)(00=1.52根取z=2㈧计算带宽BB=（z-1）e+2f由表7-4得：B=35mm三．高速级齿轮传动设计㈠选择材料、精度及参数小齿轮：45钢，调质，HB1=240大齿轮：45钢，正火，HB2=190模数：m=2齿数：z1=24z2=96齿数比：u=z2/z1=96/24=4精度等级：选8级（GB10095-88）齿宽系数Ψd:Ψd=0.83（推荐取值：0.8~1.4）齿轮直径：d1=mz1=48mmd2=mz2=192mm压力角：a=200齿顶高：ha=m=2mm齿根高：hf=1.25m≈2.5mm6全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm小齿轮宽：b1=Ψd·d1=0.83×48=39.84mm大齿轮宽：根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b2=40mm1．计算齿轮上的作用力设高速轴为1，低速轴为2圆周力：Ft1=2T1/d=2200NFt2=2T/d=2058.3N径向力：Fr1=F1t·tana=800.7NFr2=F2t·tana=749.2N轴向力为几乎为零㈡齿轮许用应力[σ]H[σ]F及校验HdVEHucHuudKKTZZZEF12)1(23112ZH——节点齿合系数nHaZ2sincos22。对于标准直齿轮，an=20º,β=0,ZH=1.76ZE——弹性系数，)1(2EZE。当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，ZE=2712mmN；Zε——重合系数，aKZ1。对于直齿轮，Zε=1。.Kβ——载荷集中系数，uuFFKmax由《精密机械设计》图8-38选取，kβ=1.087Kv——动载荷系数，《精密机械设计》图8-39，kv=1.02计算得σH=465.00N·mm-2HLHbHHKSlimbHlim——对应于NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，《精密机械设计》表8-10；bHlim=2HBS+69=240x2+69=549N·mm-2。SH——安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去SH=1.1；KHL——寿命系数。6HHOHLNNK式中NHO：循环基数，查《精密机械设计》图8-41，NHO=1.5x107；NH：齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取KHL=1.06H=529.04N·mm-2σH=465.00N·mm-2≤H=529.04N·mm-2因此接触强度足够FdVFVPtFFmdKKTYKKbmFY2112B——齿宽，1dbd=0.83x48=39.84；F——许用弯曲应力；FCFLFbFFKKSlim查表8-11得bFlim=1.8x240=432N·mm-2，FS=1.8，FCK=1（齿轮双面受载时的影响系数，单面取1，双面区0.7~0.8），6FVFOFLNNK（寿命系数）循环基数FON取4x106,循环次数FVN=60nt=60x376x60x8=1.08288x107KFL=0.847≈18YF——齿形系数。查《精密机械设计》图8-44，YF=3.73计算得F=240N·mm-2σF=113.45N·mm-2σF≤F因此弯曲强度足够四、轴的结构设计㈠轴的材料选用45钢㈡估算轴的直径根据《精密机械设计》P257式(10-2)，查表10-2轴的最小直径336][2.0/P1055.9nPCndT取C=110或][T=30计算得d1min≈20mmd2min≈30mm取d1=20mm，d2=30mm㈢轴的各段轴径根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。9按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。㈣轴的各段长度设计1、根据《机械设计基础课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得δ取8mm,δ1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：△3=5mm箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=δ+C1+C2+(5～10)=45mm轴承端盖凸缘厚度：e=10mm2、带轮宽：35mm联轴器端：60mm⑴轴承的厚度B01=15mm,B02=17mm根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm10㈤轴的校核计算（《精密机械设计》P257—P262，《机械设计手册》）对于高速轴校核：垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm两轴承间距离。·NLLLFFbbarrA5.10655.67)5.675.28(2.749NLLFFbarrB3.3165.675.282.749校核FrA=Fr+FrB1065.5N=（749.2+316.3）N类似方法求水平面内支点反力：V带在轴上的载荷可近似地由下式确定：2sin2zFF10z；F0——单根V带的张紧力（N）20)15.2(500FqvzvPKdPd——计算功率Pd=2.079Kw;Z——V带的根数；ν=6.2m·s-1（为带速）Ka——包角修正系数Ka=0.95q——V带单位长度质量q=0.10（kg·m-1）《精密机械设计》表7-11计算得F0=144.7Fz=570NFrFtFzLcLaLbL11NLLFlLFlFFatcbZcZtB11485.1345.283.2058)675.67(5705.33570)(2（lc=Lc=67中轴到轴承距离）3.20663.2058114857022FtAttBzFFFN,M⊥A=Fr·La=21352.2N·mmM⊥B=0同理求得：M=A=Ft·La=58662.