同轴式减速器的课程设计【6张CAD图纸+说明书】

同轴式减速器的课程设计【6张CAD图纸+说明书】,6张CAD图纸+说明书,同轴,减速器,课程设计,CAD,图纸,说明书 机械课程设计 已知条件 工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。 工作环境：室内，有灰尘，最高环境温度35℃，通风条件一般。 动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V。 工作寿命：8年。 检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。 制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。 齿轮减速器浸油润滑：取大齿轮的搅油效率η搅=0.98 取滚筒-输送带效率ηw=0.96 输送带拉力：F=4.5kN 输送带速度：ν=1.8（m/s） 滚筒直径：D=400 mm 输送带速度允许误差：±5% 传动方案 考虑考斜齿轮传动的平稳性较直齿轮好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。在减速器箱体应该尽量减小几何尺寸，节省材料，同时由于斜齿轮轴向力，将轴向力相互抵消，采用两对斜齿轮，机构系统简单。所以选用：两级同轴式圆柱齿轮减速器 传动方案简图如下： 1-电动机 2、6-联轴器 3-减速箱 4、5-斜齿轮 7-滚筒 电动机选择 1，选择电动机的类型 根据用途选用Y系列三相异步电动机 2，电动机的功率 输送带所需拉力为 Pw=Fν1000ηw=4500×1.81000×0.96=8.4375Kw η总=η联2η滚3η啮2η搅2η滑 经过查表得： 联轴器效率为：η联=0.99 滚动轴承效率为：η滚=0.99 齿轮传动效率为：η啮=0.98 轮齿搅油效率为：η搅=0.98 滑动轴承效率为：η滑=0.97 η总=η联2η滚3η啮2η搅2η滑=0.8595 电动机的功率为： Pd=pwη总=8.43750.8595Kw=9.81675Kw 查表选择电动机的额定功率为：Ped=11Kw 3，确定电机转速 输送带滚筒的转速为： n滚=1000×60νπd=1000×60×1.8π×400rmin=85.944rmin 齿轮传动的传动比为：i=5~8 电机的转速为：n电=i2∙n滚∈（773.45~2148.5）rmin 符合这一要求的电动机同步转速为：1000rmin和1500rmin两种。因为电机的转速越大，则传动比越大，机构的尺寸也就越大，为了节省材料优化机构尺寸，选用同步转速为1000rmin的电动机。其满载转矩为970rmin，其型号为Y160L-6。 传动比的计算和分配 1,总传动比： i总=n电n滚=97085.944=11.286 2，分配传动比： 为使传动尺寸协调，结构匀称合理，选用推荐传动，即： i1为齿轮1、2的传动比 i2为齿轮3、4的传动比 i1=i2=i总=3.3595 传动装置运动、动力参数的计算 1，各轴转速： n电=970rmin nⅠ=n电=970rmin nⅡ=nⅠi1=9703.3595rmin=288.733rmin nⅢ=nⅡi2=288.7333.3595rmin=85.945rmin n滚=nⅢ=85.945rmin 2，各轴功率： Pd=9.81675Kw PⅠ=Pdη联=9.81675×0.99Kw=9.71858Kw PⅡ=PⅠη滚η啮=9.71858×0.98×0.99=9.42897Kw PⅢ=PⅡη滚η啮η搅=9.42897×0.98×0.99×0.98=8.96503Kw P滚=PⅢη滚η搅η联=8.5239Kw 3，各轴转矩： Td=9550Pdnd=9550×9.81675970N∙m=96.6495N∙m TⅠ=9550PⅠnⅠ=9550×9.71858970N∙m=95.9783N∙m TⅡ=9550PⅡnⅡ=9550×9.42897288.733N∙m=331.8683N∙m TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N∙m=996.1724N∙m T滚=9550P滚n滚=9550×8.523985.945N∙m=947.1551N∙m 高速轴斜齿圆柱齿轮的设计计算 1，材料的选择、热处理方式和公差等级 考虑到带式输送机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查表得HBW1=217~255, HBW2=162~217。小齿轮的硬度比大齿轮硬度高30~50HBW。满足要求，选用8级精度。 2．初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算公式为： d1≥32KT1∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2 1) 小齿轮传递转矩为： TⅠ=95.9783N∙m=95978.3N∙mm 2）因ν未知，Kv值不能确定，查表可以初选载荷系数Kv=1.4 3）由于齿轮1、2为非对称布置，初选齿宽系数∅d=1.0 4）查表得弹性系数ZE=189.8MPa 5）初选螺旋角β=12°，查表得区域系数ZH=2.46，螺旋角系数: Zβ=cosβ=0.989 6）齿数比u=i=3.3595 7）初选Z1=25，则Z2=uZ1=25×3.3595=83.987，取Z2=84 8）需用接触应力可用下面的公式计算： σH=ZNσHlimSH 其中，σHlim1=580MPa，σHlim2=390MPa 大小齿轮的应力循环次数为： N1=60n1γht=60×970×1×8×260×16=1.937×109 N2=N1i1=5.765×108 查得寿命系数ZN1=1,ZN2=1.05,选择安全系数为SH=1.0 所以： σH1=ZN1σHlim1SH=1×5801MPa=580MPa σH2=ZN2σHlim2SH=1.05×3901MPa=409.5MPa 取σH=σH1+σH22=494.75MPa 小齿轮的分度圆为 d1t≥32KT1∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.4×95978.31∙3.3595+13.3595∙189.9×0.989×2.46494.752=67.2478mm 3,确定传动尺寸 1） 计算载荷系数 由表查得使用系数KA=1.0。因为ν=πd1n160×1000=3.416ms，查得动载荷系数为Kv=1.16。查表的齿向载荷分配系数Kβ=1.08，齿间载荷分配系数Kα=1.4，则载荷系数为： K=KAKvKβKα=1.7539 2) 对d1进行修正，即： d1=d1tKKv≥73.4943mm 3) 确定模数mn. mn=d1cosβZ1=72.4943×cos12°25=2.836mm 查标准取mn=3mm 4）计算传动尺寸 中心距为： a1=mnZ1+Z22cosβ=3×1092cos12°=167.152mm 圆整中心距得a1=170mm。 则螺旋角β=arccosmnZ1+Z22a1=15.895° 因为β值与初选值相差较大，对β及有关参数进行修正，区域系数ZH=2.46，螺旋角系数Zβ=cosβ=0.9807。 d1≥32KT1∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.7539×95978.31∙3.3595+13.3595∙189.9×0.9807×2.42494.752=71.3mm mn=d1cosβZ1=71.3×cos15.895°25=2.743mm 取mn=3mm 中心距： a1=mnZ1+Z22cosβ=3×1092cos15.895°=170mm 螺旋角： β=arccosmnZ1+Z22a1=15.895° 修正完毕。故： d1=mnZ1cosβ=3×25cos15.895°=77.98mm d2=mnZ2cosβ=3×84cos15.895°=262.02mm b=∅dd1=1×77.98=77.98mm 取b2=80mm， b1=80+5~10，取b1=85mm。 4，校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为: σF=2KT1bmnd1YFYβ≤σF 1）K，mn，T1和d1同前。 2）齿宽b=b2=80mm 3）齿形系数YFa和应力修正系数YFs。当量齿数为： ZV1=Z1cos3β=25cos315.859=28.08 ZV2=Z2cos3β=84cos315.859=94.37 查的齿形YF1=4.16，YF2=3.95。 4）查得螺旋角系数Yβ=0.98 5）许用弯曲应力为： σF=YNσFIimSFYST 查表得弯曲疲劳极限应力为σFIim1=215MPa, σFIim2=170MPa.查得寿命系数YN1=YN2=1, YST=2,安全系数SF=1.3 σF1=YN1σFIim1SFYST=1×2151.32=330.77MPa σF2=YN2σFIim2SFYST=1×1701.32=261.54MPa 所以，弯曲应力为： σF1=2KT1bmnd1YF1Yβ=2×1.7539×95978.380×3×77.984.16×0.98=73.34MPa≤σF1 σF2=2KT1bmnd1YF2Yβ=2×1.7539×95978.380×3×77.983.95×0.98=69.64MPa≤σF2 所以满足弯曲强度。 低速轴斜齿圆柱齿轮的设计计算 1，材料的选择、热处理方式和公差等级 低速级齿轮由于所受的力矩大，所以应选用强度更高的材料，小齿轮选用40CrNi，调质处理，大齿轮选用45钢，调质处理，查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齿轮的硬度比大齿轮硬度高30~50HBW。满足要求，选用8级精度。 2．初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算公式为： d3≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2 1）小齿轮传递转矩为： TⅡ=331.8683N∙m=331868.3N∙mm 2）因ν未知，Kv值不能确定，查表可以初选载荷系数Kv=1.4 3）由于齿轮3、4为非对称布置，初选齿宽系数∅d=1.2 4）查表得弹性系数ZE=189.8MPa 5）初选螺旋角β=12°，查表得区域系数ZH=2.46，螺旋角系数: Zβ=cosβ=0.989 6）齿数比u=i=3.3595 7）初选Z3=25，则Z4=uZ3=25×3.3595=83.987，取Z4=84 8）需用接触应力可用下面的公式计算： σH=ZNσHlimSH 其中，σHlim3=750MPa，σHlim4=580MPa 大小齿轮的应力循环次数为： N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108 N4=N3i2=1.72×108 查得寿命系数ZN3=1.05,ZN4=1.25,选择安全系数为SH=1.0 所以： σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa 取σH=σH3+σH42=756.25MPa 小齿轮的分度圆为 d3t≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.4×331868.31.2∙3.3595+13.3595∙189.9×0.989×2.46756.252=72.1155mm 3,确定传动尺寸 1，计算载荷系数 由表查得使用系数KA=1.0。因为ν=πd3nⅡ60×1000=1.09ms，查得动载荷系数为Kv=1.05。查表的齿向载荷分配系数Kβ=1.12，齿间载荷分配系数Kα=1.4，则载荷系数为： K=KAKvKβKα=1.6464 2，对d3进行修正，即： d3=d3tKKv≥76.1198mm 3，确定模数mn. mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm 查标准取mn=3mm 4，计算传动尺寸 中心距为： a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm 圆整中心距得a2=170mm。 则螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895° 因为β值与初选值相差较大，对β及有关参数进行修正，区域系数ZH=2.46，螺旋角系数Zβ=cosβ=0.9807。 d3≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.6464×331868.31.2∙3.3595+13.3595∙189.9×0.9807×2.42756.252=74.87mm mn=d1cosβZ1=74.87×cos15.895°25=2.88mm 取mn=3mm 中心距： a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos15.895°=170mm 螺旋角： β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895° 修正完毕。故： d3=mnZ3cosβ=3×25cos15.895°=77.98mm d4=mnZ4cosβ=3×84cos15.895°=262.02mm b=∅dd3=1.2×77.98=93.576mm 取b4=95mm， b3=95+5~10，取b1=100mm。 4，校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为: σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF 1，K，mn，TⅡ和d3同前。 2，齿宽b=b4=80mm 3，齿形系数YFa和应力修正系数YFs。当量齿数为： ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08 ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37 查的齿形YF1=4.16，YF2=3.95。 4，查得螺旋角系数Yβ=0.98 5，许用弯曲应力为： σF=YNσFIimSFYST 查表得弯曲疲劳极限应力为σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得寿命系数YN3=YN4=1, YST=2,安全系数SF=1.3 σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa 所以，弯曲应力为： σF3=2KTⅡbmnd3YF3Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.984.16×0.98=238.04MPa≤σF1 σF2=2KTⅡbmnd3YF2Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.983.95×0.98=226.03MPa≤σF2 所以满足弯曲强度。 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算 1,高速级齿轮传动的作用力 1，已知条件 高速轴传递的转矩为TⅠ=95978.3N∙mm，转速为nⅠ=970rmin，高速级齿轮的螺旋角β=15.895°，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径为d1=77.98mm 2，齿轮1上的作用力 圆周力为Ft1=2T1d1=2×95978.377.98N=2461.613N 其方向与作用点圆周速度方向相反。 径向力为Fr1=Ft1tanαncosβ=2461.613tan20°cos15.895°=931.57N 其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心 轴向力为Fa1=Ft1tanβ=2461.613×tan15.895°=700.977N 其方向可由左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并用四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向为该力的方向。 法向力为Fn1=Ft1cosαncosβ=2461.613cos20cos15.895=2723.74N 3,齿轮2的作用力 从动轮2各个力与主动轮1上相应的各力大小相等，方向相反。 2，低速级齿轮传动的作用力 1，已知条件 中间轴传递的转矩为TⅡ=331868.3N∙mm，转速为nⅡ=288.733rmin，低速级齿轮的螺旋角β=15.895°，为使齿轮3的轴向力与齿轮2相互抵消，齿轮3右旋，齿轮4左旋，齿轮3分度圆直径为d3=77.98mm 2，齿轮3上的作用力 圆周力为Ft3=2TIId3=2×331868.3288.733N=8511.626N 其方向与作用点圆周速度方向相反。 径向力为Fr3=Ft3tanαncosβ=8511.626tan20°cos15.895°=3221.138N 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为Fa3=Ft3tanβ=8511.626×tan15.895°=2423.797N 其方向可由左手法则确定，即用左手握住轮3的轴线，并用四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向为该力的方向。 法向力为Fn3=Ft3cosαncosβ=8511.626cos20cos15.895=9417.977N 3,齿轮4的作用力 从动轮4各个力与主动轮3上相应的各力大小相等，方向相反。 轴的设计计算 高速轴的设计与计算 1已知条件 高速轴传递的功率PⅠ=9.71858Kw，转速nⅠ=970rmin，小齿轮的分度圆直径为d1=77.98mm，齿轮宽度b1=85mm。 2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。 3处算轴径 查表得A0=103~135，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择中间值，A0=120，则 dmin=A03PⅠnⅠ=12039.71858970mm=25.87mm 轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为 d1>25.871.03~1.05=26.6~27.2mm 所以dmin=28mm 4结构设计 轴的结构构想如下图 为使轴承部分便于拆装，减速箱采用剖分结构，该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。 1轴端①的设计 轴端①上安装联轴器，由于电动机为原动机，开始工作时有震动，选择弹性套柱销联轴器。由电动机的输出轴直径为42mm可以查表选择联轴器LT6系列的J型轴孔，所以选择d1=35mm，L1=60mm。 2密封圈和轴段②的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1× 35=2.45~3.5mm，轴段②的直径d2=d1+2h=39.9~42mm，再根据密封圈确定直径。该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取d2=40mm。 3轴承与轴段③和轴段⑥的设计 考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。初选轴承30209，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度T=20.75mm，内圈定位直径da=52mm。因此选用d3=45mm。因为dn≤2×105mm∙r/min，所用轴承采用脂润滑，需要挡油环。箱体内壁到轴承断面的距离∆=10mm。 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=45mm，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取L4=B=19mm 4 齿轮与轴段④的设计 该段轴上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=47mm。齿轮2分度圆直径比较小，采用实心安装，齿轮宽度为b1=85mm,为保证套筒能订到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取L4=83mm 5 轴段⑤的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×42mm=2.94~4.2mm，取h=3mm，则d5=63mm，取D5=10mm。齿轮左端面与箱体的距离∆2=10mm。 6 轴段②和轴段③的长度，轴段②的长度除了与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度L=δ+C1+C2+(5~10)mm，箱壁δ=8mm，轴承旁连接螺栓为M14，则C1=20mm，C2=18mm，箱体轴承座的宽度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取L=51mm，