二级圆柱齿轮减速器装配图课程设计

二级圆柱齿轮减速器装配图课程 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 1. 设计任务 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 1) 设计任务 设计带式输送机的传动系统,要求传动系统中含有V带和两级圆柱 齿轮减速器。 2) 原始数据 输送带有效拉力 F=46000N 输送带工作速度 v=0.55 m/s ,允许误差?5%,; 输送机滚筒直径 d=475 mm; 减速器设计寿命5年 3) 工作条件 两班制工作,常温下连续运转,空载起动,工作载荷有轻微振动,电 压为380/220 V的三相交流电源。 2. 传动系统 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级 圆柱齿轮减速器3,再经过联轴器4,将动力传至输送机滚筒5,带动输 送机6工作。传动系统中经V带轮减速之后,再通过两级齿轮减速器,其 结构简单,但齿轮相对于轴承位置不对称,因此要求轴有较大的刚度,高 速级为斜齿圆柱齿轮传动,低速级为直齿圆柱齿轮传动。 3. 电动机的选择 1) 电动机容量的选择 由已知条件可以算出工作机所需有效功率 Fv P= = 2.53kW w1000 2,传动系统总效率η η—输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率, 5w η—联轴器效率,η =0.99, c c ' η—闭式圆柱齿轮传动效率,η =0.97 =2.53 kW Pg wg η—对滚动轴承效率,η =0.99, b b η—V带效率,η =0.94, b v η—输送机滚筒效率,η =0.96, cycy 估算传动系统总效率 η=ηηηηη 233445567w 式中 η=η =0.94, 23v η=ηη=0.99×0.97=0.9603; 34bg η=ηη=0.99×0.97=0.9603; 45bg η=ηη=0.99×0.99=0.9801; 56bc η=ηη=0.99×0.95=0.9504; 7wbcy 系统总效率 η=ηηηηη 233445567w =0.94×0.9603×0.9603×0.9801×0.9504=0.8074; P w工作机所需要电动机功率 P==3.14kW; r, P=3.14 kW r由文献[1] 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 3-2所列Y系列三相异步电动机技术数据中 可以确定,满足P?P条件的电动机额定功率P应该取 mrm 为4.0 kW。 2) 电动机转速的选择 P=4.0 kW m根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 v60000n ?22.132 r/min; ,,,d 由文献[1] 表3-2初选同步转速为1500 r/min和1000 r/min的电动机,对应于额定功率P为4.0kw的电动机 m 型号应分别取为Y112M-4型和Y132M1-6型。把Y112M-4 型和Y132M1-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传 动比列于下表, 方案的比较 额定功率 同步转速 满载转速 总传 方案 电动机型号 ,kW, ,r/min, ,r/min, 动比 I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07 II Y132M-6 4.0 1000 960 43.38 3) 电动机型号的选择 对两级圆柱齿轮传动来说,方案I选用的电动机转速高、质量轻、 价格低,总传动比为65.07,这对两级减速传动来说不算大,故方案 I较合理。 Y112M-4 选用Y系列三相异步电动机,型号为Y112M-4,其主要性能数据如下, 电动机额定功率 P=4.0 kW m =4.0 kW Pm电动机满载转速 n=1440 r/min m =1440 r/min n电动机中心高 H=112 mm , 电动机轴伸直径 D=28 mm 电动机轴伸长度 E=60 mm 4. 传动比的分配 n1440 m带式输送机传动系统的总传动比 i===65.07, n22.132w 由传动系统方案知 i=1, 12 按表3-1查取V带传动的传动比 i=i=2-4则V带传动比取为 v23 i=3.5, 23 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i=ii=错误，未找到引用源。=18.591, ?3445 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两级齿轮的配对材料 相同,齿面硬度HBS?350,齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接 近相等的条件,取高速级传动比, 1.3i i==4.916 34, i=65.07 低速级传动比 i18.591,i= ==3.782 23i4.916 12 传动系统各级传动比分别为, i=1, i=3.5, i=4.916, i=3.782, 12233445 5. 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下, 1轴,电动机轴, n= n =1440 r/min, 1m P=P=3.134 kw, 1r p3.134 1 T=9550=9550×=20.785N?m, 1n14401 3轴,减速器高速轴, n14401 n===411.429 r/min, 3i3.5 23 P=Pη =3.134×0.94=2.946 kw, =1 i311312 pi=3.5 323 T=9550 =68.382 N?m, 3n3 i=4.916 344轴,减速器中间轴, i=3.782 45 n411.4293 n===83.692 r/min, 4i4.916 34 P=Pη =2.946×0.9603=2.829 kw, 4334 p 4 T=9550 =322.814 N?m, 4n4 5轴,减速箱低速轴, n83.6924 n===22.132 r/min, 5i3.782 45 P=Pη =2.829×0.9603=2.717 kw, 5445 pn=1440 r/min 51 T= 9550=1172.39 N?m, 5n5 P=3.134 Kw 16轴,输送机滚筒轴, T=20.785 N?m 1 n5 n==22.132 r/min, 6i 56 P=Pη =0.9801X2.717=2.663 kw, 6556 p 6 T=9550=1149.090 N?m, 6n6 将上述计算结果和传动比效率汇总如表, =411.429 r/min n3 P=2.946 kw 3 T=68.382 N?m 3 ,limF[],YYY MPa ,FPNTXSTS minF ,,230MP,Flim1 按文献[3],取弯曲疲劳极限应力 ,,190MPFlim2 根据弯曲应力变化总次数 n=83.692 r/min 4N,60ant,60，1，1440，(8，2，300，5)1H1 96,2.07，10,3，10P=2.829 kw 4 N,60ant,60，1，300.63，(8，2，300，5)H22 86T=322.814 N?m 4,4.33，10,3，10 取弯曲强度计算系数 Y,1,Y,1 NT1NT2 当时,尺寸系数, m,5Y,1 nX 按标准中有关规定,取试验齿轮的应力修正系数。 Y,2 ST 按文献[3],当失效概率低于1/100时,取弯曲强度最小 安全系数。 S,1Fmin , limF[],YYY代入公式 ,FPNTXSTSminF n=22.132 r/min 5得 [,],460MPa,[,],380MPaFP1FP2 P=2.717 kw 5? 验算齿轮弯曲强度 T=1172.39 N?m 5 KT2000 2 ,YYYY,FFa1Sa1,,1bdm12n 2000KT2,YYYY, FFa2Sa2,,2bdm 22n 根据当量齿数, 3,Z,Z/cos,16.34,17,v11 3Z,Z/cos,,77.63,78v22 按文献[3],取齿形系数和应力修正系数分别为 YYFaSa Y,2.47,Y,2.18,Y,1.63,Y,1.82Fa1Fa2Sa1Sa2 按文献[3]算的重合度系数 =22.132 r/min n6 0.750.75Y,0.25，,0.25，,0.72 Fa1,1.596P=2.663 kw 6a 按文献[3],当纵向重合度时, ,,1.284T=1149.090 N?m 6, 螺旋角系数。 Y,0.79 , 将以上数值代入应力计算公式 2000KT 2,,YYYY,39.72MPaFFa1Sa1,,1bdm12n 2000KT2,,YYYY,38.46MPa FFa2Sa2,,2bdm 22n 因为故齿轮弯曲强度满足要求, ,,[,],,,[,] F1F1F2F2, 设计偏于安全。 ? 主要设计计算结果 中心距 a=118mm 法面模数 m=2.5mm n 螺旋角 β=12.95? (小齿轮左旋、大齿轮右旋) 齿数 =16 =76 zz12 分度圆直径 =41.044mm =194.959mm dd21 齿顶圆直径 =46.044mm =199.959mm dd aa12 dd齿根圆直径 =35.544mm =187.459mm ff12 齿宽 =50mm =45mm bb12 齿轮精度等级 7级 材料及热处理 小齿轮选用45号钢,调质,HBS1=226,286,油润滑, 大齿轮选用45号钢,正火,HRS2=169,217,油润滑, 6. 减速器轴及轴上零件的设计 1) 轴的布置 小齿轮, 轴的布置参照图 45钢调质 大齿轮, 45钢正火 [,],620MPaHP1 [,],470MPaHP2 a,118mm, a,170mm, 12已知数据 b,50mm, b,65mm,b,45mm,b,60mm h1l1h2l2 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉,计入尺寸s=10 mm。 考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉,计入尺寸k=10 mm. 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内,计入尺寸c=5 mm。 初取轴承宽度分别为n=20 mm,n=22 mm,n=22 mm。 123 3根轴的支承跨距分别为, =175 mm, l,2(c，k)，b，s，b，n 1h1l11 =177 mm, l,2(c，k)，b，s，b，n 2h1l12 a,118mm =177 mm, lckbsbn,，，，，，2()13113hl 2) 轴的设计 ? 高速轴,1轴,的设计 轴上小齿轮的直径较小,采用齿轮轴结构。选择轴的材 料及热处理 45号钢,调质。 轴的受力分析轴的受力简图如图,a,所示。 a,170mm图中 2 m,2.5mmn =175mm, l,lAB1 bnh11l,，c，k，=50mm, AC 22 =125mm, l,l,l BCABAC a) 计算齿轮的啮合力 2000，T12000，24.42 F,,,1189.94N t1d141.044 ,tantan20: n F,F，,1189.94，,444.41N11rt,coscos12.95: F,F，tan,,1189.94，tan12.95:,237.63Na1t1 b) 求水平面内的支承反力,作水平面内的弯矩图 z,161 轴在水平面内的受力简图如,b,所示。 z,762 F，l 1tBCR,,849.96N R,F,R,339.98NAXBXt1AXlAB N?mm M,Rl,Rl,42498M,M,0CXAXACBXACAXBX 轴在水平面内的弯矩图如图,d,所示 c) 求垂直面内的支承反力,作水平面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图,c,所示。 Fl，Fd/2rBCa111R,,325.31N AY,,12.95: lAB R,F,R,94.87N ,Yr1AY M,M,0 AYBY N?mm N?mm M,17476M,11858.7 CY1CY2 轴在垂直面内的弯矩图如图,e,所示。 d) 求支承反力,作轴的合成弯矩图,转矩图 R,919.02NR,352.97N AB d,41.044mm1轴向力,故得拟用深沟球轴承,并采用两 F,273.63Na d,194.95mm2端固定组合方式,故轴向力作用在轴承A上。 22 N?mm M,M,0MMM,，,45950.95ABCcxcy11 22 N?mm MMM,，,44121.25Ccxcy22 传动力矩 =24419.95 N?mm T1 b,50mm1e,轴的初步设计 b,45mm2由文献[2]表15-1和15-3查表得, ,取折算系数?0.6 ,,637MPa,,,,,58.7MPab,1 22,10()MT，3由式 dmm, [,] d,所以 20.18mm, f,轴的结构设计 按经验公式,减速器输入端的轴端直径 d,(0.8~1.2)d,(0.8~1.2)，28,22.4~33,6mm em 初步确定轴的最小直径,由式,15-2,估算, 查表得,所选电动机轴直径 d,25mm e 输入轴端选用弹性套柱销联轴器 ,,637MPa b [Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min, 输入轴端直径选用de=32mm, 安装齿轮,联轴器处轴肩结构尺寸参考文献[1]的表 5-2确定 所以高速轴的结构设计如下: K=1.667 ? 中间轴,2轴,的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢,调质 a) 轴的受力分析 轴的受力简图如图,a,所示。 (a) (b) (c) (a)轴的受力简图;(b)轴在水平面内的受力分析; (c)轴在垂直面内的受力简图; 图中 =177mm, l,lAB2 nb2250 2h1l,，c，k，,，5，10，,51mm, AC2222 , l,l,l,177,51,126mmBCABAC nb22652l1l,，c，k，,，5，10，,58.5mm, BD 2222 计算齿轮的啮合力 2000，T2000，112.33 2F,,,1152.34N 2td194.9592 ,tantan20:nF,F，,1152.34，,430.37N22rt,coscos12.95: F,F，tan,,1152.34，tan12.95:,264.98N a2t2 2000，T2000，112.33 2F,,,2995.47N 3td753 F,F，tan,,2995.47，tan12.95:,1090.26Nr3t3n 轴在水平面内的受力简图如,b,所示。 Fl，Fl23tBCtBDR,,1810.34N AXl AB R,F，F,R,2337.47N BXt2t3AX M,M,0 AXBX 92327.34 N?mm 136741 N?mm M,M, CXDX 轴在垂直面内的受力简图如图,c,所示。 Fd/2,Fl，Fl arBCrBD2223R,,3199.91NAY lAB R,F,F,R,459.98N BYr3r2AY M,M,0 AYBY 10195.41 N?mm = -15635.07N?mm M,M CY1CY2 26908.83 N?mm M,DY 求支承反力,作轴的合成弯矩图,转矩图 = 1821.34 N = 2382.30 N RRAB 轴向力,故得拟用深沟球轴承,并采用两 F,273.63N a 端固定组合方式,故轴向力作用在轴承B上。 92888.56 N?mm M, M,M,0C1AB 93461.82 N?mm M, C2 d 2T,F=112329.53 N?mm N?mm M,139363.502t2D 2 b) 轴的初步设计 由文献[2]表15-1和15-3查表得, 45号钢调制处理, ,,637MPa,,,,58.7MPab,1 取折算系数?0.6 , 22,10()MT，3由式 dmm,C [,],1 22,10() MT，3 dmm,D[,],1 所以 26.99 mm 29.77 mm d,d,CD 在轴C、D段开有二个键槽, 直径增大4%,28.07 mm,30.96 mm d,d, CD 轴的结构设计 安装齿轮,联轴器处轴肩结构尺寸参考文献[1]的表5-2 确定 按经验公式,减速器高速级从动轴的危险截面直径D (0.3,0.35)a=(0.3,0.35)×118=35.4,41.3 mm。 d, C 取减速器中间轴的危险截面的直径=40 mm,减速 d, d 器中间轴的结构图。 ? 低速轴,3轴,的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢,调质 6206 GB?T276,94 6307 GB?T276,94 6208 GB?T276,94 6329 GB?T276,94