课程设计级圆柱减速器设计例程.ppt

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1、减速器设计实例例程,设计带式输送机传动装置,一级圆柱直齿齿轮减速器,电动机,带轮系统,输送带,联轴器,减速器,传动方案,电机选择及运动参数设计,取额定功率为:5.5kW的电机,电动机的选择及运动参数的计算,(一)电动机的选择,输送带功率的确定,Pw=Fv/1000(kW),=2300(N)1.9(m/s)/1000=4.37(kW),传动效率的确定,h1=0.96,h2=0.97,h3=0.99,h4=0.98,h5=0.97,h=h1h2h32h4h5,=0.868,电动机所需功率,取工况系数:k=1.05,电动机的选择及运动参数的计算,(一)电动机的选择,电机转速的确定,5.5kW,卷筒转

2、速:,nw=60v/(pD)=121(r/min),带轮速比范围:id=24,齿轮速比范围:ic=35,系统速比可选范围:i=2345=620,原动机速比范围:nd=(620)nw=7202420(r/min),选定：电机型号：Y132S-4额定转矩：,电动机的选择及运动参数的计算,(二)总速比的计算及传动比的分配,5.5kW,总速比:,i=nd/nw=12,则带轮速比:id=i/ic=2.6339,取齿轮速比:ic=4.556,高速轴输入功率:P1=Ph1=5.50.96=5.28kW,(三)传动装置运动参数的计算,1）各轴功率计算:,由电机功率即带论传递功率:P=5.5kW,低速轴输入功率

3、:P2=Ph1h2h2=5.50.960.970.99=5.07kW,电动机的选择及运动参数的计算,5.5kW,高速轴转速:n1=n/id=1440/2.6339=546.718r/min,(三)传动装置运动参数的计算,2）各轴转速计算:,低速轴转速:n2=n/(id ic)=1440/(2.63394.556)=120r/min,3）各轴输入扭矩计算:,电动机的选择及运动参数的计算,5.5kW,传动装置运动参数的计算结果列表,电机参数,三角带传动设计,三角带传动设计,(一)选择三角带型号,由传动系统方案：带式输送机、工作16小时,计算功率：Pc=KsP=1.35.5=7.15 kW,查表得：

4、Ks=1.3（工况系数）,选用型号：B型三角带(n=1440r/min),三角带传动设计,(二)确定带轮节圆直径D1、D2,查表选推荐值：Dmin=140(125)，选择D1=140mm,取滑动率：e=0.02,D2=idD1(1-e)=2.6339140(1-0.02)=361.371mm,取：D2=355 mm,带实际传动比：,运输机实际转速：,误差：,满足,三角带传动设计,(三)验算带速v,v=(525)m/s 合适,(四)确定带长度Lp，中心距a,1）初定中心距：a0,公式：0.7(D1+D2)a0 2(D1+D2),0.7(140+355)a0 2(140+355),346.5 a0

5、 990,初取：,a0=500mm,三角带传动设计,(四)确定带长度Lp，中心距a,2）计算所需带长：L0,查表取：,a0=500mm,=1800.659mm,3）确定带的节线长度Lp和内周长度Li：,Lp=1840mm，Li=1800mm,4）确定实际中心距：a,取：a=500mm,三角带传动设计,(五)验算小带轮包角：a1,a0=500mm,满足,(六)确定三角带根数：Z,查表：皮带单根功率P0内插值计算,P0=2.81kW,查表：皮带弯曲影响系数Kb,Kb=2.6510-3,查表：皮带传动比系数Ki,Ki=1.12,三角带传动设计,(六)确定三角带根数：Z,查表：化纤结构胶带材质系数Kq

6、,=0.409kW,查表：皮带长度系数KL,KL=0.95,故：,Kq=0.9,查表：皮带包角系数Ka内插值计算,Ka=0.939,取：Z=3 根,三角带传动设计,(八)带轮结构设计（仅从动轮）,查表：,ha=5mm,H=15mm,e=200.4mmf=12.5mm,d=7.5mm,b=17.4mm,B=(Z-1)e+2f=65mm,D=355mm,De=D+2ha=365mm,采用孔板结构，ZG45铸造，查表：,轴孔径：,d=32mm,孔毂径：,d1=2d=64mm,缘毂径：,D0=De2(H+d)=320mm,其他结构尺寸（查图册）,孔毂长：L=64mm,三角带传动设计,(七)计算带传动作

7、用在轴上的力：Q,1）计算单根三角带的张力：F0,查表：皮带单位长度质量q,q=0.17kg/m,=206.612（N）,2）作用在轴上的作用力：Q,0.sin(a/2),=23206.612sin(156.309/2),=1213.273（N）,齿轮传动设计,齿轮传动设计,(一)齿轮材料选择，确定许用应力,1）材料选择,小齿轮选用45钢调质，HB1=220大齿轮选用45钢正火，HB2=190,查表：,sHlim1=520N/mm2,sHlim2=500N/mm2,sFlim1=190N/mm2,sFlim2=175N/mm2,齿轮传动设计,(一)齿轮材料选择，确定许用应力,2）许用应力计算,

8、计算：,=472.73N/mm2,齿面接触安全因数，SH=1.1齿根弯曲安全因数，SF=1.4,=454.55N/mm2,=135.71N/mm2,=125N/mm2,齿轮传动设计,(二)按齿面接触强度进行设计计算,1）初选载荷系数K,(载荷不大，转速不高)K=1.2,2）选择齿宽系数fa,fa=0.4,3）计算中心距a,=179.165mm,取：,a=200mm,齿轮传动设计,(二)按齿面接触强度进行设计计算,4）选择齿数Z1、Z2，模数m,取：Z1=18，Z2=82,5）确定实际载荷系数K,因选择电机时已计入过载系数，故取：K1=1,齿轮圆周速度：,齿轮传动设计,(二)按齿面接触强度进行设

9、计计算,5）确定实际载荷系数K,K1=1,按8级精度查动载系数：K2=1.05,齿宽系数Fd：,Fd=0.5(i+1)Fa=0.5(4.556+1)0.4,=1.111,查表得荷载集中系数：K3=1.061,故：K=K1K2K3=1.114,由于 KK=1.2，且二者比较接近，无须重新计算中心距,6）计算齿轮宽度b,b=faa=0.4200=80mm,齿轮传动设计,(三)齿根弯曲疲劳强度校核,查表：,yF1=3.02，yF2=2.23,=26.935N/mm2sF1=135.71N/mm2,=19.889N/mm2sF2=125N/mm2,弯曲强度足够,齿轮传动设计,(四)齿轮传动几何尺寸计算

10、,模数：m=4mm齿数：Z1=18、Z2=82压力角：a=20分度圆直径：d1=m.Z1=72mm、d2=m.Z2=328mm中心距：a=200mm齿宽：b1=90mm、b2=80mm顶圆直径：da1=80mm、da2=336mm根圆直径：df1=62mm、df2=318mm,齿轮传动设计,(五)齿轮结构设计,小齿轮设计采用齿轴结构（在装配图中完成）,大齿轮采用幅板式锻造齿轮，结构如下,齿轮传动设计,轴的设计,高速轴的设计,(一)轴的材料选择,查表:选用45钢，调质处理。HB=220，sb=650N/mm2，ss=350N/mm2 s-1=300N/mm2，t-1=155N/mm2,(二)轴径

11、的初步估算,查表：C=110 及P=5.28kW，n=546.718r/min,(三)轴径的结构设计（与装配草图同步）,取轴与带轮孔径：d1=32mm,轴各段直径：d2=38mm，d3=40mm，d4=49mm,d=72,高速轴（径向祥图）,d1带轮孔径为依据,d2定位轴肩h,d3以选择轴承公径,d4轴承定位轴肩h,d小齿轮节圆,轴承0308,D2=20,d=72,l1带轮孔径长为依据,l2绘图+计算,lc端盖长度(查表),B轴承宽度(0308),D1箱内距离,b齿轮宽度,D1箱内轴承端面,l箱外距离,H端盖螺头高,l0计算受力点距离,l轴长度,高速轴（轴向祥图）,高速轴的设计,(四)按弯扭合

12、成进行轴的强度校核,1）绘制轴的计算简图,2）计算轴的作用力,圆周力Ft1：,径向力Fr1：,Fr1=Ft1tan20=932.47N,带传动作用在轴上的力Q：,Q=1213.273N,高速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,3）求支座反力,水平面RAx，RBx,RAx=RBx=,=1280.972N,垂直面RAz，RBz,RAz=,=2448.708N,RBz=,=302.964N,验算：,Q+Fr1+RBx=RAz,代入数值，无误,高速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,4）作弯矩图,MCx=97994.358N.mm,MCz=23176.704N.mm,MAz=11768

13、7.48N.mm,MDx=MAx=MBx=0,MDz=MBz=0,高速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,4）作弯矩图合成弯矩,MD=MB=0,=117687.48N.mm,=100697.834N.mm,5）作扭矩图,查表得：a=0.59,aT1=0.5992230=54415.7N.mm,97994.358,117687.48,23176.704,54415.7,高速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,6）作当量弯矩图,由,MdD=aT1=54415.7N.mm,得：,=129658.83N.mm,=114460.134N.mm,=100697.843N.mm,MdB=0,

14、129658.83,54415.7,114460.134,100697.843,高速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,7）校核轴的强度,查表得许用弯曲应力：,s-1b=60N/mm2,A点处当量弯矩最大，应力为：,=20.259N.mm2s-1b,D点处轴径最小，应力为：,=16.606N.mm2s-1b,高速轴强度足够,低速轴的设计,(一)轴的材料选择,(二)轴径的初步估算,(三)轴径的结构设计（与装配草图同步）,同高速轴：选用45钢，调质处理。HB=220，sb=650N/mm2,查表：C=110 及P2=5.07kW，n2=120r/min,取轴为联轴器孔径尺寸：d1=40mm

15、,轴各段直径：d2=47mm，d3=50mm，d4=60mm,d1联轴器孔径为依据,d2非定位轴肩h1,d3以选择轴承公径,d4大齿轮孔径(预选),b大齿轮宽度,轴承0310,d5定位轴肩h,轴套尺寸绘图确定,高低速轴（径向祥图）,27,l2=49,l1=90,l3=32,l1联轴器孔长为依据,l2绘图+计算,lc端盖长度(查表26),D1兼顾高速轴,b齿轮宽度,D2箱内轴承端面,H端盖螺头高,l0计算受力点距离,l轴长度,l0=107.5,B轴承宽度(0310),H,b0定位轴肩宽度,轴承0310,套筒绘图确定,l=323(320),l3绘图+计算,低速轴（轴向祥图）,低速轴的设计,(四)按

16、弯扭合成进行轴的强度校核,1）绘制轴的计算简图,2）计算轴的作用力,圆周力Ft2：,径向力Fr2：,Fr2=Fr1=932.47N,Ft2=Ft1=2561.94N,低速轴上的力偶矩T2：,T2=403488N.mm,低速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,3）求支座反力,水平面RAx，RBx,RAx=RBx=,=1280.972N,垂直面RAz，RBz,RAz=RBz=,=466.236N,低速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,4）作弯矩图,MAx=MBx=0,MCx=100556.3N.mm,MAz=MBz=0,MCz=36599.526N.mm,合成弯矩,MA=MB=0

17、,=107009.788N.mm,低速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,5）作扭矩图,查表得：a=0.59,aT2=0.59403488=238057.92N.mm,100556.3,36599.526,107009.788,6）作当量弯矩图,MdA=0,MdD=aT2=2380577.92N.mm,=MC=107009.788N.mm,=261003.195N.mm,低速轴的设计,(四)按弯扭合成进行轴的强度校核,7）校核轴强度,100556.3,36599.526,107009.788,s-1b=60N/mm2,C点处当量弯矩最大，应力为：,=12.083N.mm2s-1b,D点

18、处轴径最小，应力为：,=37.197N.mm2s-1b,低速轴强度足够,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,键槽尺寸：C截面(1811)，(t=7mm),*C截面校核,抗弯截面系数,=18650.55mm3,抗扭截面系数,=429050.55mm3,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*C截面校核,弯曲正应力,=5.737N/mm2,扭转切应力,=0.55N/mm2,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*C截面校核,计算应力幅,sa=(smaxsmin)/2,=s(-s)/2=5.737N/mm2,ta=

19、(tmaxtmin)/2,=t0/2=0.275N/mm2,计算平均应力,sm=(smax+smin)/2,=s+(-s)/2=0N/mm2,tm=(tmax+tmin)/2,=t+0/2=0.275N/mm2,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*C截面校核,查表得：有效应力集中系数（按过盈配合，内插值计算）,Ks=2.65，Kt=1.89,查表得：尺寸系数,es=0.81，et=0.70,查表得：表面质量系数,按(Ra=1.6)b=0.93,查表得：应力折算系数,ys=0.1，yt=0.05,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,*C截面校核,计算安全系

20、数：n,14.9,=191,安全系数：,14.85n=1.31.5,足够安全,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,键槽尺寸：D截面(128)，t=5mm,*D截面校核,抗弯截面系数,=4481.25mm3,抗扭截面系数,=11218.25mm3,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*D截面校核,弯曲正应力,0,扭转切应力,=21.22N/mm2,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*D截面校核,计算应力幅,ta=(tmaxtmin)/2,=t0/2=10.61N/mm2,计算平均应力,tm=(tmax+t

21、min)/2,=t+0/2=10.61N/mm2,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,107009.788,*D截面校核,查表得：有效应力集中系数（按过盈配合，内插值计算）,Kt=1.89,查表得：尺寸系数,et=0.88,查表得：表面质量系数,按(Ra=1.6)b=0.93,查表得：应力折算系数,yt=0.05,低速轴的设计,(五)按疲劳强度进行精确校核,*D截面校核,计算安全系数：n,=6.19,安全系数：,n=nt=6.19n=1.31.5,足够安全,滚动轴承的选择,高速轴滚动轴承的选择,(一)轴承所承受的载荷,由于轴承仅受径向载荷作用，选用单列向心球轴承：0308,因RARB，

22、故取RA=2763.523N计算,(二)轴承的当量载荷,查表：轴承的当量载荷为：,P=R=2763.523N,高速轴滚动轴承的选择,(三)轴承型号确定,查表：取轴承的寿命为：Lh=10000(h),查表得：,fh=2.71，fF=1.5,由轴转速：n1=546.718(r/min),查表：fn=0.394(内插值计算)，ft=1(工作温度100),由此得：,2763.523=28511.982N,查表得：308型号轴承的 C=32000(N)满足CjC的要求，故高速轴轴承选用合适。,额定载荷,低速轴滚动轴承的选择,(一)轴承所承受的载荷,同高速轴，轴承仅受径向载荷作用，选用单列向心球轴承：03

23、10,因RA=RB，取R=2763.523N计算,(二)轴承的当量载荷,查表：轴承的当量载荷为：,P=R=RA=RB=1363.182N,低速轴滚动轴承的选择,(三)轴承型号确定,查表：取轴承的寿命为：Lh=10000(h),查表得：,fh=2.71，fF=1.5,由轴转速：n2=120(r/min),查表：fn=0.652，ft=1(工作温度100),由此得：,1363.182=8498.98N,所需C值甚小，但根据低速轴结构要求，必须保证轴承内径d=50mm 因此改选210型轴承，C=27500(N)轴承B=20mm，D=90mm。,低速轴跨度改变为l=150mm，小于初定的l=157mm

24、，轴强度足够。,键的选择及强度校核,高速轴与带轮联结键,(一)键的型号确定,带和轴配合选钩头楔型键：bh=108,取键长：L=80mm,键的工作长度：l=L-(b+h)=62mm,(二)键的强度计算,键的材料45号钢，带轮为铸钢查表得键联结的许用比压为：p=100120N/mm2,钢对铸钢的摩擦系数取：f=0.15,工作比压：,=76.679N/mm2p 合适,低速轴与齿轮联结键,(一)键的型号确定,齿轮和轴配合选普通A型平键：bh=1811,取键长：L=70mm。即：键1870 GB/T1096-90,键的工作长度：l=L-b=52mm高度：k=h/2=11/2=5.5mm,(二)键的强度计

25、算,键的材料45号钢，齿轮为45钢查表得键联结的许用比压为：p=100120N/mm2键的许用切应力为：t=90N/mm2,低速轴与齿轮联结键,(二)键的强度计算,键联结的工作比压：,=47.027N/mm2p 合适,键的切应力：,=14.369N/mm2t 合适,低速轴与联轴器联结键,(一)键的型号确定,齿轮和联轴器选普通A型平键：bh=128,取键长：L=80mm。即：键1280 GB/T1096-90,键的工作长度：l=L-b=68mm高度：k=h/2=8/2=4mm,(二)键的强度计算,键的材料45号钢，联轴器为ZG45钢查表得键联结的许用比压为：p=100120N/mm2键的许用切应

26、力为：t=90N/mm2,低速轴与联轴器联结键,(二)键的强度计算,键联结的工作比压：,=74.171N/mm2p 合适,键的切应力：,=24.724N/mm2t 合适,联轴器的选择,联轴器的选择,(一)类型选择,在方案确定时进行。d=40mm，l=90mm,查表：K1=0.25,K2=1.2,TC=(K1+K2)T=(0.25+1.2)403488=585057N.mm,(二)扭矩计算,(三)强度计算,选用十字滑块联轴器，（结构查图册）许用扭矩：T=800N.m=800000N.mm许用最高转速：n=250r/min TCT 合适,减速器的润滑,润滑形式的选择,(一)齿轮润滑,因，齿轮圆周速

27、度：,v=2.061m/s 12m/s,(二)滚动轴承润滑,故采用油浴润滑。选用：HJ-30机械油浸油深度为：浸没大齿轮轮顶10mm,高速轴轴承：,d.n=40546.718=0.2191052105,低速轴轴承：,d.n=50120=0.061052105,故两处均采用脂润滑。选用：ZG-4润滑脂,减速器草图绘制,定基线,布置图面,d=0.025a+18=9,D1=10,D2=10,估算轴径：d1=23，d2=38,箱座高度：200=H由油面深度计算确定,中心距：a=200,完成轴系结构、尺寸:先径向,后轴向（高速轴）,带轮：d*l=32*65,轴承：d*B*D=40*23*90(0308)

28、,端盖、透盖：(查表),轴向尺寸确定：绘图+计算,d=,完成轴系结构、尺寸:（高速轴）径向祥图,d1带轮孔径为依据,d2定位轴肩h,d3以选择轴承公径,d4轴承定位轴肩h,d小齿轮节圆,轴承0308,D2=20,d,完成轴系结构、尺寸:（高速轴）轴向祥图,l1带轮孔径长为依据,l2绘图+计算,lc端盖长度(查表),B轴承宽度(0308),D1箱内距离,b齿轮宽度,D1箱内轴承端面,l箱外距离,H端盖螺头高,l0计算受力点距离,l轴长度,说明:还可能需要根据低速轴尺寸作调整(变动l3),完成轴系结构、尺寸:先径向,后轴向（低速轴）,选联轴器：d=40，L1=90,轴承：d*B*D=50*27*1

29、10(0310),端盖、透盖：(查表),完成轴系结构、尺寸:（低速轴）径向祥图,d1联轴器孔径为依据,d2非定位轴肩h1,d3以选择轴承公径,d4大齿轮孔径(预选),b大齿轮宽度,轴承0310,d5定位轴肩h,轴套尺寸绘图确定,完成轴系结构、尺寸:（低速轴）轴向祥图,27,l2=49,l1=90,l3=32,l1联轴器孔长为依据,l2绘图+计算,lc端盖长度(查表26),D1兼顾高速轴,b齿轮宽度,D2箱内轴承端面,H端盖螺头高,l0计算受力点距离,l轴长度,l0=107.5,B轴承宽度(0310),H,b0定位轴肩宽度,轴承0310,套筒绘图确定,l=323(320),l3绘图+计算,箱体结

30、构设计:,d=0.025a+18=9,取底、盖壁厚相同：,R由绘图（美观、合适）,地脚螺钉：0.0036a+12 M14*4,箱体螺栓：(0.50.6)df M10*4,凸缘厚度：1.5d 14,底座厚度：2.5d 22,端盖螺钉：(0.40.5)df M6,箱体结构设计:,地脚螺钉：0.0036a+12 M14*4,箱体螺栓：(0.50.6)df M10*4,端盖螺钉：(0.40.5)df M6,C1,C2由查表,箱体结构设计:结构细化,箱体结构设计:设计油标，放油孔,箱体结构设计:细化定结构、画剖面线,箱体结构设计:完成左视图,箱体结构设计:制作钓环、钓钩,标注尺寸：中心距、分度圆、配合尺寸、外形尺寸、安装尺寸等（略）,标注序号、填写明细表、标题栏（略）,写技术要求（略）,齿轮减速器,例程结束,谢谢光临惠顾,