同軸式減速器的課程設(shè)計【6張CAD圖紙+說明書】

同軸式減速器的課程設(shè)計【6張CAD圖紙+說明書】,6張CAD圖紙+說明書,同軸,減速器,課程設(shè)計,CAD,圖紙,說明書 機械課程設(shè)計 已知條件 工作情況：兩班工作制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶水平放置。 工作環(huán)境：室內(nèi)，有灰塵，最高環(huán)境溫度35℃，通風(fēng)條件一般。 動力來源：電力，三相交流，電壓380V/220V。 工作壽命：8年。 檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。 制造條件：一般機械制造廠，小批量生產(chǎn)。 齒輪減速器浸油潤滑：取大齒輪的攪油效率η攪=0.98 取滾筒-輸送帶效率ηw=0.96 輸送帶拉力：F=4.5kN 輸送帶速度：ν=1.8（m/s） 滾筒直徑：D=400 mm 輸送帶速度允許誤差：±5% 傳動方案 考慮考斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒輪好，常用于高速級或要求傳動平穩(wěn)的場合。在減速器箱體應(yīng)該盡量減小幾何尺寸，節(jié)省材料，同時由于斜齒輪軸向力，將軸向力相互抵消，采用兩對斜齒輪，機構(gòu)系統(tǒng)簡單。所以選用：兩級同軸式圓柱齒輪減速器 傳動方案簡圖如下： 1-電動機 2、6-聯(lián)軸器 3-減速箱 4、5-斜齒輪 7-滾筒 電動機選擇 1，選擇電動機的類型 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機 2，電動機的功率 輸送帶所需拉力為 Pw=Fν1000ηw=4500×1.81000×0.96=8.4375Kw η總=η聯(lián)2η滾3η嚙2η攪2η滑 經(jīng)過查表得： 聯(lián)軸器效率為：η聯(lián)=0.99 滾動軸承效率為：η滾=0.99 齒輪傳動效率為：η嚙=0.98 輪齒攪油效率為：η攪=0.98 滑動軸承效率為：η滑=0.97 η總=η聯(lián)2η滾3η嚙2η攪2η滑=0.8595 電動機的功率為： Pd=pwη總=8.43750.8595Kw=9.81675Kw 查表選擇電動機的額定功率為：Ped=11Kw 3，確定電機轉(zhuǎn)速 輸送帶滾筒的轉(zhuǎn)速為： n滾=1000×60νπd=1000×60×1.8π×400rmin=85.944rmin 齒輪傳動的傳動比為：i=5~8 電機的轉(zhuǎn)速為：n電=i2?n滾∈（773.45~2148.5）rmin 符合這一要求的電動機同步轉(zhuǎn)速為：1000rmin和1500rmin兩種。因為電機的轉(zhuǎn)速越大，則傳動比越大，機構(gòu)的尺寸也就越大，為了節(jié)省材料優(yōu)化機構(gòu)尺寸，選用同步轉(zhuǎn)速為1000rmin的電動機。其滿載轉(zhuǎn)矩為970rmin，其型號為Y160L-6。 傳動比的計算和分配 1,總傳動比： i總=n電n滾=97085.944=11.286 2，分配傳動比： 為使傳動尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理，選用推薦傳動，即： i1為齒輪1、2的傳動比 i2為齒輪3、4的傳動比 i1=i2=i總=3.3595 傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算 1，各軸轉(zhuǎn)速： n電=970rmin nⅠ=n電=970rmin nⅡ=nⅠi1=9703.3595rmin=288.733rmin nⅢ=nⅡi2=288.7333.3595rmin=85.945rmin n滾=nⅢ=85.945rmin 2，各軸功率： Pd=9.81675Kw PⅠ=Pdη聯(lián)=9.81675×0.99Kw=9.71858Kw PⅡ=PⅠη滾η嚙=9.71858×0.98×0.99=9.42897Kw PⅢ=PⅡη滾η嚙η攪=9.42897×0.98×0.99×0.98=8.96503Kw P滾=PⅢη滾η攪η聯(lián)=8.5239Kw 3，各軸轉(zhuǎn)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滾=9550P滾n滾=9550×8.523985.945N?m=947.1551N?m 高速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式輸送機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，查表得HBW1=217~255, HBW2=162~217。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。 2．初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。其計算公式為： d1≥32KT1?d?u+1u?ZHZEZβσH2 1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為： TⅠ=95.9783N?m=95978.3N?mm 2）因ν未知，Kv值不能確定，查表可以初選載荷系數(shù)Kv=1.4 3）由于齒輪1、2為非對稱布置，初選齒寬系數(shù)?d=1.0 4）查表得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 5）初選螺旋角β=12°，查表得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù): Zβ=cosβ=0.989 6）齒數(shù)比u=i=3.3595 7）初選Z1=25，則Z2=uZ1=25×3.3595=83.987，取Z2=84 8）需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計算： σH=ZNσHlimSH 其中，σHlim1=580MPa，σHlim2=390MPa 大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為： N1=60n1γht=60×970×1×8×260×16=1.937×109 N2=N1i1=5.765×108 查得壽命系數(shù)ZN1=1,ZN2=1.05,選擇安全系數(shù)為SH=1.0 所以： σH1=ZN1σHlim1SH=1×5801MPa=580MPa σH2=ZN2σHlim2SH=1.05×3901MPa=409.5MPa 取σH=σH1+σH22=494.75MPa 小齒輪的分度圓為 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,確定傳動尺寸 1） 計算載荷系數(shù) 由表查得使用系數(shù)KA=1.0。因為ν=πd1n160×1000=3.416ms，查得動載荷系數(shù)為Kv=1.16。查表的齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.08，齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4，則載荷系數(shù)為： K=KAKvKβKα=1.7539 2) 對d1進(jìn)行修正，即： d1=d1tKKv≥73.4943mm 3) 確定模數(shù)mn. mn=d1cosβZ1=72.4943×cos12°25=2.836mm 查標(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm 4）計算傳動尺寸 中心距為： a1=mnZ1+Z22cosβ=3×1092cos12°=167.152mm 圓整中心距得a1=170mm。 則螺旋角β=arccosmnZ1+Z22a1=15.895° 因為β值與初選值相差較大，對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正，區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù)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° 修正完畢。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，校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為: σF=2KT1bmnd1YFYβ≤σF 1）K，mn，T1和d1同前。 2）齒寬b=b2=80mm 3）齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YFs。當(dāng)量齒數(shù)為： ZV1=Z1cos3β=25cos315.859=28.08 ZV2=Z2cos3β=84cos315.859=94.37 查的齒形YF1=4.16，YF2=3.95。 4）查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.98 5）許用彎曲應(yīng)力為： σF=YNσFIimSFYST 查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為σFIim1=215MPa, σFIim2=170MPa.查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1, YST=2,安全系數(shù)SF=1.3 σF1=YN1σFIim1SFYST=1×2151.32=330.77MPa σF2=YN2σFIim2SFYST=1×1701.32=261.54MPa 所以，彎曲應(yīng)力為： 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 所以滿足彎曲強度。 低速軸斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級 低速級齒輪由于所受的力矩大，所以應(yīng)選用強度更高的材料，小齒輪選用40CrNi，調(diào)質(zhì)處理，大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。 2．初步計算傳動的主要尺寸 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進(jìn)行設(shè)計。其計算公式為： d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2 1）小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為： TⅡ=331.8683N?m=331868.3N?mm 2）因ν未知，Kv值不能確定，查表可以初選載荷系數(shù)Kv=1.4 3）由于齒輪3、4為非對稱布置，初選齒寬系數(shù)?d=1.2 4）查表得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa 5）初選螺旋角β=12°，查表得區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù): Zβ=cosβ=0.989 6）齒數(shù)比u=i=3.3595 7）初選Z3=25，則Z4=uZ3=25×3.3595=83.987，取Z4=84 8）需用接觸應(yīng)力可用下面的公式計算： σH=ZNσHlimSH 其中，σHlim3=750MPa，σHlim4=580MPa 大小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為： N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108 N4=N3i2=1.72×108 查得壽命系數(shù)ZN3=1.05,ZN4=1.25,選擇安全系數(shù)為SH=1.0 所以： σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa 取σH=σH3+σH42=756.25MPa 小齒輪的分度圓為 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,確定傳動尺寸 1，計算載荷系數(shù) 由表查得使用系數(shù)KA=1.0。因為ν=πd3nⅡ60×1000=1.09ms，查得動載荷系數(shù)為Kv=1.05。查表的齒向載荷分配系數(shù)Kβ=1.12，齒間載荷分配系數(shù)Kα=1.4，則載荷系數(shù)為： K=KAKvKβKα=1.6464 2，對d3進(jìn)行修正，即： d3=d3tKKv≥76.1198mm 3，確定模數(shù)mn. mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm 查標(biāo)準(zhǔn)取mn=3mm 4，計算傳動尺寸 中心距為： a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm 圓整中心距得a2=170mm。 則螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895° 因為β值與初選值相差較大，對β及有關(guān)參數(shù)進(jìn)行修正，區(qū)域系數(shù)ZH=2.46，螺旋角系數(shù)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° 修正完畢。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，校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度條件為: σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF 1，K，mn，TⅡ和d3同前。 2，齒寬b=b4=80mm 3，齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YFs。當(dāng)量齒數(shù)為： ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08 ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37 查的齒形YF1=4.16，YF2=3.95。 4，查得螺旋角系數(shù)Yβ=0.98 5，許用彎曲應(yīng)力為： σF=YNσFIimSFYST 查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力為σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1, YST=2,安全系數(shù)SF=1.3 σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa 所以，彎曲應(yīng)力為： 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 所以滿足彎曲強度。 斜齒圓柱齒輪上作用力的計算 1,高速級齒輪傳動的作用力 1，已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為TⅠ=95978.3N?mm，轉(zhuǎn)速為nⅠ=970rmin，高速級齒輪的螺旋角β=15.895°，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑為d1=77.98mm 2，齒輪1上的作用力 圓周力為Ft1=2T1d1=2×95978.377.98N=2461.613N 其方向與作用點圓周速度方向相反。 徑向力為Fr1=Ft1tanαncosβ=2461.613tan20°cos15.895°=931.57N 其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為Fa1=Ft1tanβ=2461.613×tan15.895°=700.977N 其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向為該力的方向。 法向力為Fn1=Ft1cosαncosβ=2461.613cos20cos15.895=2723.74N 3,齒輪2的作用力 從動輪2各個力與主動輪1上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反。 2，低速級齒輪傳動的作用力 1，已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為TⅡ=331868.3N?mm，轉(zhuǎn)速為nⅡ=288.733rmin，低速級齒輪的螺旋角β=15.895°，為使齒輪3的軸向力與齒輪2相互抵消，齒輪3右旋，齒輪4左旋，齒輪3分度圓直徑為d3=77.98mm 2，齒輪3上的作用力 圓周力為Ft3=2TIId3=2×331868.3288.733N=8511.626N 其方向與作用點圓周速度方向相反。 徑向力為Fr3=Ft3tanαncosβ=8511.626tan20°cos15.895°=3221.138N 其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心 軸向力為Fa3=Ft3tanβ=8511.626×tan15.895°=2423.797N 其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并用四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向為該力的方向。 法向力為Fn3=Ft3cosαncosβ=8511.626cos20cos15.895=9417.977N 3,齒輪4的作用力 從動輪4各個力與主動輪3上相應(yīng)的各力大小相等，方向相反。 軸的設(shè)計計算 高速軸的設(shè)計與計算 1已知條件 高速軸傳遞的功率PⅠ=9.71858Kw，轉(zhuǎn)速nⅠ=970rmin，小齒輪的分度圓直徑為d1=77.98mm，齒輪寬度b1=85mm。 2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 3處算軸徑 查表得A0=103~135，考慮到軸端只承受轉(zhuǎn)矩，不承受彎矩，故選擇中間值，A0=120，則 dmin=A03PⅠnⅠ=12039.71858970mm=25.87mm 軸與聯(lián)軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細(xì)處的直徑為 d1>25.871.03~1.05=26.6~27.2mm 所以dmin=28mm 4結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)構(gòu)想如下圖 為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結(jié)構(gòu)，該減速箱發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計。 1軸端①的設(shè)計 軸端①上安裝聯(lián)軸器，由于電動機為原動機，開始工作時有震動，選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。由電動機的輸出軸直徑為42mm可以查表選擇聯(lián)軸器LT6系列的J型軸孔，所以選擇d1=35mm，L1=60mm。 2密封圈和軸段②的設(shè)計 確定軸段②的直徑時，應(yīng)同時考慮聯(lián)軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯(lián)軸器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1× 35=2.45~3.5mm，軸段②的直徑d2=d1+2h=39.9~42mm，再根據(jù)密封圈確定直徑。該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取d2=40mm。 3軸承與軸段③和軸段⑥的設(shè)計 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。初選軸承30209，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度T=20.75mm，內(nèi)圈定位直徑da=52mm。因此選用d3=45mm。因為dn≤2×105mm?r/min，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。箱體內(nèi)壁到軸承斷面的距離?=10mm。 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=45mm，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內(nèi)部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內(nèi)圈端面與軸承座端面共面，故可取L4=B=19mm 4 齒輪與軸段④的設(shè)計 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應(yīng)略大于d3，可初定d4=47mm。齒輪2分度圓直徑比較小，采用實心安裝，齒輪寬度為b1=85mm,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應(yīng)比齒輪寬度略短，取L4=83mm 5 軸段⑤的設(shè)計 齒輪右側(cè)采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×42mm=2.94~4.2mm，取h=3mm，則d5=63mm，取D5=10mm。齒輪左端面與箱體的距離?2=10mm。 6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關(guān)，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。軸承座的厚度L=δ+C1+C2+(5~10)mm，箱壁δ=8mm，軸承旁連接螺栓為M14，則C1=20mm，C2=18mm，箱體軸承座的寬度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取L=51mm，