二級減速器課程設計指導.ppt

1 設計任務書 2 電動機選擇 3 傳動比分配 4 帶傳動設計 5 齒輪傳動設計 6 傳動比校核 7 軸的結(jié)構(gòu)設計 8 聯(lián)軸器選擇 9 軸的強度校核 10 鍵的強度校核 11 軸承的壽命校核 12 殼體設計,課程設計,1 設計任務書,設計題目及簡圖：第1題,原始數(shù)據(jù)：第1組,設計條件：載荷均勻 工作場合：室內(nèi) 使用年限：15年，2班工作制 總傳動比誤差：3% 工作情況：定載荷 生產(chǎn)批量：大批量量生產(chǎn) 應完成任務：減速器總裝1圖張，零件2圖張，設計說明書1份。 設計日期： 年 月 日至 年 月 日,2 電動機選擇,2.2.1 確定滾筒輸入功率,P0=Fv F滾筒圓周力2800（N）； v輸送帶速度1（m/s）； P=2.81=2.8kW,2.1 選擇電動機類型,2.2 確定電動機額定功率,一般工業(yè)常選擇三相異步電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，價格低。,2.2.2 確定傳動系統(tǒng)輸入功率,傳動系統(tǒng)輸入功率：P=P0/ =12345,1聯(lián)軸器傳動效率，1=0.99； 2帶傳動效率，2=0.96； 3齒輪傳動效率，3=0.97； 4一對軸承傳動效率，4=0.99。,=0.990.960.970.990.99 =0.904,P=P0/ =2.8/0.904 =3.01kW,2.2.3 確定電動機額定功率,由電機手冊查得電動機額定功率為3kW。,2.3 確定電動機轉(zhuǎn)速范圍,電動機同步轉(zhuǎn)速分為3000 rpm、1500 rpm和1000 rpm等幾類，綜合考慮選擇同步轉(zhuǎn)速為1500 rpm。 由電機手冊查得3 kW電動機額定轉(zhuǎn)速為1420 rpm。,2.4 確定電動機的型號,由電機手冊查得： 電動機型號為Y100L1-4，額定功率為3kW，額定轉(zhuǎn)速為1420rpm。 軸頸直徑為28+0.009-0.004mm,3 傳動比分配,3.1 總傳動比計算,2）總傳動比計算,1）滾筒轉(zhuǎn)速計算,ng=601000v/d =6010001/300 =63.7rpm,i0=n0/ng =1420/63.7 =22.3,3.2 傳動比分配,2）帶傳動比計算,1）齒輪傳動比選擇,ig=5.5,id=i/ig =22.3/5.5 =4.05,3.3 各軸的運動和動力參數(shù),1）確定計算功率Pc,由表8.21查得1.2，由式（8.21）得,PC=KAP=1.23=3.6kW,4 V帶傳動設計,2）選取普通V帶型號,根據(jù)Pc=3.6 kW,n1=1420 rpm,由圖8.12選用A型普V通帶。,點擊小圖看大圖,大輪帶輪基準直徑dd2為,按表8.3，選取標準直徑dd2=355mm,3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2,根據(jù)表8.6和圖8.12選取dd1=85mm,dd2=dd1id=854.05=344mm,4）驗算帶速V,帶速度在525m/s范圍內(nèi)。,=6.4m/s,5）確定帶的基準長度Ld和實際中心距a,按結(jié)構(gòu)設計要求初步確定中心距：,由式（8.15）得,取中心距為：400mm,=1536.7mm,按表8.2，選取標長度L=1600mm,由表（8.16）的實際中心距a為,=400+(1600-1536.4)/2432mm,6）校驗小帶輪包角1,由式（8.17）得,=180-35.8=144.2,7）計算V帶的根數(shù)z,由式（8.18）得,根據(jù)dd1=85mm，n=1420r/min，查表8.4a，用內(nèi)插法得,P0=0.92kW,由式8.4b得功率增量： P0=0.168kW,由表8-2查得帶長度修正系數(shù)Kl=0.99， 由表8-5查得包角系數(shù)Ka=0.91， 得普通帶根數(shù),取z=4根,Z=3.6/(0.92+0.168)0.990.91 =3.5,8）求初拉力F0及帶輪軸上的壓力FQ,由表查得B型普通V帶的每米質(zhì)量q=0.1kg/m，根據(jù)式(8.27)得單根V帶的初拉力為,由式(8.20)可的作用在軸上的壓力FQ,9）帶輪的結(jié)構(gòu)設計（設計過程及帶輪工作圖略）。,選用4根A-1600GB1171-89V帶，中心距a=432mm，帶輪直徑dd1=85 mm，,10）設計結(jié)果,dd2=355 mm，寬度Bb=63 mm，軸上壓力FQ=776N。,5 齒輪傳動設計（直齒軟齒面）,5.1 齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355 =5.34,nd1=142085/355 =340 rpm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,5.2 齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1）精度選擇 運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（軟齒面） 選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)制處理，硬度為280HBS；大齒輪材料為45，調(diào)制處理，硬度為240HBS ，兩者硬度差40HBS。,3）齒輪齒數(shù)選擇 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=21,計算大齒輪齒數(shù) Z2=Z1ig =215.34 =112.14 取Z2=112 ig=Z2/Z1=112/21 =5.33,5.3 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動,1）試選載荷系數(shù) K=1.3,2）齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,3）由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=1,4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=750 MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=550 MPa。,6）由公式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh =6034012822015 =1.077109,N2=60n2jLh =6063.712822015 =2.018108,7）由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.95；大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=1.1。,8）選擇接觸疲勞強度安全系數(shù) 取失效概率為1%，S=1,9）計算接觸疲勞需用應力 H 1=KHN1Hlim1/S =0.95750/1 =713 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =1.1550/1 =605 MPa,10）計算小齒輪分度圓直徑,d1t48 mm,12）計算齒寬 b=dd1t =152.5=52.5,11）計算齒輪模數(shù) m=d1t/z1=48/21=2.3 由齒輪模數(shù)系列值取m=2.5 d1t=mz1=2.521=52.5 mm,14）計算圓周速度 v=d1tn1/60000 =2.521340/60000=0.93 m/s,13）計算齒高比 b/h=52.5/（2.52.25）=9.3,15）計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù) KH= KF=1；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.314；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.28。,16）分度圓修正 =49.552.5,K=KAKvKHKH =11.0511.314 =1.38,5.4 按齒根彎曲疲勞強度校核齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,2）齒寬系數(shù)d=1,4）小齒輪齒數(shù)z1=21,3）齒輪模數(shù)m=2.5,5）計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.05；,直齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)KH= KF=1；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.314；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.28。,K=KAKvKFKF =11.0511.28 =1.34,6）由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限Flim1=600 MPa；大齒輪齒根彎曲強度極限Flim2=400 MPa。,7）彎曲疲勞壽命系數(shù)計算 N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95；大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,8）選擇彎曲疲勞強度安全系數(shù) S=1.4,9）計算彎曲疲勞需用應力 F 1=KFN1Flim1/S =0.95600/1.4 =407 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1400/1.4 =286 MPa,11）應力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.56，YFa2=1.795,10）齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.76，YFa2=2.175,12）計算YFaYSa YFa1YSa1=2.761.56 =4.31 YFa2YSa2=2.1751.795 =3.9 將4.31代入公式計算,13）計算齒輪模數(shù),=136min（407、286）,所選齒輪模數(shù)m=2.5合適。,5.5 幾何尺寸計算,1）分度圓直徑 d1=z1m=212.5=52.5 mm d2=z2m=1122.5=280 mm,2）中心距 a=（z1+z2）m/2 =（21+112）2.5/2=166.25 mm,3）計算齒輪寬度 b2=52.5 mm b1=58 mm,5.6 齒輪結(jié)構(gòu)設計,1）小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,5 齒輪傳動設計（斜齒硬齒面）,5.1 齒輪傳動比計算,ig=i/id,ig=22.385/355 =5.34,nd1=142085/355 =340 rpm,T1=9550P/nd1 =95502.88/340 =80.9 Nm,5.2 齒輪精度、材料、熱處理及齒數(shù)選擇,1）精度選擇 運輸機為一般工作機器，速度不高，因此選擇7級精度。,2）材料與熱處理選擇（硬齒面） 選擇小齒輪材料為40Cr，調(diào)制表面淬火處理，硬度為55HRC；大齒輪材料為45，調(diào)制表面淬火處理，硬度為50HRC ，兩者硬度差5HRC。,3）齒輪齒數(shù)選擇 選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24,計算大齒輪齒數(shù) Z2=Z1ig =245.34 =128.16 取Z2=128 ig=Z2/Z1=128/24 =5.33,4）齒輪螺旋角選擇 選擇螺旋角=14,5.3 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪傳動,1）試選載荷系數(shù) K=1.2,2）齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,3）由表10-7選擇齒寬系數(shù)d=0.6,4）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8,5）由圖10-30查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433,6）由圖10-26查得 1=0.78， 1=0.87， 則=1+2 =1.65,7）由圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=1250 MPa；大齒輪接觸疲勞強度極限Hlim2=1200 MPa。,8）由公式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh =6034012822015 =1.077109,N2=60n2jLh =6063.712822015 =2.018108,9）由圖10-19查得小齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.92；大齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)KHN2=0.97。,10）選擇接觸疲勞強度安全系數(shù) 取失效概率為1%，S=1,11）計算接觸疲勞需用應力 H 1=KHN1Hlim1/S =0.921250/1 =1150 MPa,H 2=KHN2Hlim2/S =0.971200/1 =1164 MPa,12）計算小齒輪分度圓直徑,d1t39.9 mm,H = （H 1+H 2）/2 =（1150+1164）/2 =1157 MPa,14）修正螺旋角大小 =acos m（ z1 + z2 ） /2a =13,13）計算齒輪模數(shù) mn=d1tcos/z1=39.9cos14/24=1.61 由齒輪模數(shù)系列值取m=2 at=m（ z1 + z2 ）/2cos =2（24+128）/ 2 cos14 =156.6 mm，取156mm,16）計算齒高比 b/h=28.8/（22.25）=6.4,15）計算齒寬 b=dd1t =0.648=28.8,18）計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02；,由于平均壓力大于100N/mm，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH= KF=1.4；,17）計算圓周速度 v=d1tn1/60000 =224340/60000=0.85 m/s,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.19；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.15。,19）分度圓修正 =44.848,K=KAKvKHKH =11.021.41.19 =1.699,5.4 按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動,1）齒輪箱輸入扭矩 T1=80.9Nm,2）齒寬系數(shù)d=0.6,3）小齒輪齒數(shù)z1=24,4）計算載荷系數(shù) 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 根據(jù)圓周速度由圖10-8查得Kv=1.02；,由于平均壓力大于100N/mm，斜齒齒輪齒間載荷分布不均勻系數(shù)取KH= KF=1.4；,查表10-4并使用插值法計算，得KH=1.19；,查圖10-13并使用插值法計算，得KF=1.15。,K=KAKvKFKF =11.021.41.15 =1.642,5）計算縱向重合度 =0.318dZ1tan =0.3180.624tan13 =1.031,6）螺旋角影響系數(shù)Y，數(shù)值查圖1028，取0.89,7）由圖10-20d按齒面硬度查得小齒輪齒根彎曲強度極限Flim1=650 MPa；大齒輪齒根彎曲強度極限Flim2=600 MPa。,8）彎曲疲勞壽命系數(shù)計算 N1=1.077109,N2=2.018108,由圖10-18查得小齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.95；大齒輪彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN2=1。,9）選擇彎曲疲勞強度安全系數(shù) S=1.4,10）計算彎曲疲勞需用應力 F 1=KFN1Flim1/S =0.95650/1.4 =441 MPa,F 2=KFN2Flim2/S =1600/1.4 =429 MPa,14）應力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.595，YFa2=1.82,12）計算當量齒數(shù) Zv1=Z1/cos3=25.94 Zv2=Z2/cos3=138.37,13）齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.6，YFa2=2.15,15）計算YFaYSa/F YFa1YSa1/F1 =2.61.595/441 =0.0094 YFa2YSa2/F2 =2.151.82/429 =0.0091 將0.0091代入公式計算,16）計算齒輪模數(shù),=1.53,所選齒輪模數(shù)m=2大于1.53。,5.5 幾何尺寸計算,1）分度圓直徑 d1=z1m/cos=242/cos13=49.26 mm d2=z2m/cos=1282/cos13=262.74 mm,2）中心距 a=（z1+z2）m/2cos =（24+128）2/2 cos13=156 mm,3）計算齒輪寬度 b2=30 mm b1=34 mm,5.6 齒輪結(jié)構(gòu)設計,1）小齒輪,做成實心結(jié)構(gòu)的齒輪。,2）大齒輪,做成孔板結(jié)構(gòu)的齒輪。,6 傳動比校核,1）實際傳動比 i=idig=（355/85）（128/24） =22.27,2）傳動比誤差 =（i0-i）/i0 =（22.3-22.27）/22.3=0.1 % 在誤差允許范圍內(nèi)。,7 軸的結(jié)構(gòu)設計,8.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設計,1）設計公式,8.1.1 軸的最小直徑計算,2）軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼，正火回火，A0=120，-1=55。,3）軸的傳動功率與轉(zhuǎn)速,P=2.88 kW， n=340 rpm。,4）軸的最小直徑,軸的最小直徑取d=26 mm。,8.1.2 擬定軸上零件的裝配方案,軸上主要零件為帶輪和齒輪，兩個軸承為支撐零件，還有軸承通蓋和軸承端蓋。裝配關系如圖。,8.1.3 軸上零件的軸向定位,1）帶輪左側(cè)使用軸端擋圈定位，右側(cè)使用軸肩定位；,2）左側(cè)軸承左側(cè)使用軸承通蓋定位，右側(cè)使用套筒定位；、齒輪的、為支撐零件，還有和軸承端蓋。,3）齒輪左側(cè)使用套筒定位，右側(cè)使用軸肩定位,4）右側(cè)軸承左側(cè)使用軸肩定位，右側(cè)使用軸承端蓋定位。,8.1.4 軸上零件的周向定位,1）帶輪和齒輪使用單鍵鏈接；,2）軸承不需要周向定位。,8.1.5 確定各軸段的直徑,軸段1安裝帶輪，軸段2部分有軸承通蓋，軸段3安裝軸承，軸段4安裝齒輪，軸段5為軸環(huán)，軸段6安裝軸承。,軸肩1、4、5為定位軸肩，軸肩2、3為非定位軸肩。,1）d1=26 mm；,2）d2=d1+2（0. 070.1）d1 =29.631.4 mm； d2取32 mm,3）由于軸段3安裝的是軸承，選擇深溝球軸承，軸承代號為6207，因此 d3= 35 mm,4）d4=d3+2h3 =36 mm；,5）d5=d4+2（0. 070.1）d4 =4143.2 mm； d5取42 mm,6）由于軸段6安裝的是軸承，并且應與軸段3的軸承同型號，因此 d6=d3= 35 mm 由軸承手冊查得定位軸肩對應直徑為42mm。,8.1.6 確定各軸段長度,l2是軸承內(nèi)端面到箱體內(nèi)壁的間隙，一般取510mm；,l3是軸承端蓋的厚度，根據(jù)齒輪箱大小不同一般為2040mm；,l4是軸承端蓋到帶輪的間隙，一般為2040mm；,B1是齒輪寬度；,B2是軸承寬度；,B3是帶輪寬度。,1）L1=B3-（35）=63-3=60 mm；,2）d2=d1+2（0. 070.1）d1 =29.631.4 mm； d2取32 mm,3）由于軸段3安裝的是軸承，選擇深溝球軸承，軸承代號為6207，因此 d3= 35 mm,4）d4=d3+2h3 =36 mm；,1）設計公式,8.2 軸的最小直徑計算,2）軸的材料選擇,軸的材料選用45鋼，正火回火，A0=120，-1=55。,8 軸的結(jié)構(gòu)設計,8.1 軸的最小直徑計算,1）設計公式,2.1 選聯(lián)軸器類型,1）由于齒輪箱與輸送機不是整體機架，因此存在軸線誤差，其中位移誤差為主要誤差量，同時存在較小的角度誤差；,2）工作轉(zhuǎn)速不高，并且對機械運轉(zhuǎn)過程中的動平衡無特殊要求。,8 聯(lián)軸器選擇,選擇有彈性元件的撓性聯(lián)軸器，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器 GB5014-84。,2.2 計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,Tca=KAT=1.5401=601 Nm,式中： KA工況系數(shù)，查表14-1，取1.5； T工程轉(zhuǎn)矩，401 Nm。,2.3 孔直徑選擇,所選電動機輸出軸直徑為28 mm。,2.4 確定聯(lián)軸器的型號,根據(jù)電動機輸出軸直徑和聯(lián)軸器所需傳動的功率，從聯(lián)軸器手冊中查取的型號為TL5。 聯(lián)軸器公稱扭矩為125Nm，許用轉(zhuǎn)速為3600rpm，軸孔有25mm和28mm兩種，寬度為44mm。,TcaT,2.5 轉(zhuǎn)速校核,nn max,40.5125,14403600,9 軸的強度校核,10 鍵的強度校核,11 軸承的壽命校核,12 殼體設計,結(jié)束！謝謝！,