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减速器机械设计论文-机械设计论文,毕业设计论文
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- 1 - 目 录 设计任务书 2 计算说明书 3 一 .设计任务 3 二 .传动方案 3 三、电动机选择 4 四、分配传动比 5 五、确定各轴扭矩、转矩、功率 6 六、带传动计算 6 七、齿轮设计 八、轴的计算 九、轴承的选择和校核 十、联轴器的选择 十一、箱体的设计 十二、润滑方式、润滑油及密封方式 十三、参考资料 nts - 2 - 机械设计（基础）课程设计任务书 学院 继续教育学院 专业 机械工程及 自动化 学号 06 姓名 戴 嵩 松 1 传动方案 A 2.题号 5 .1 ； 齿面硬度：硬齿面 / 软齿面 / 功率：工作机功率 /电机额定功率 动力：电动机；班制：每日二班；工作期限： 8 年；大修期限： 4 年 已知条件 题号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 滚筒直径 D（ mm） 300 330 350 350 380 300 360 320 360 380 输送带工作速度 v（ m/s） 0.63 0.75 0.85 0.8 0.8 0.7 0.83 0.75 0.85 0.9 输送带轴所需扭矩（ Nm） 700 670 650 950 1050 900 660 900 900 950 已知条件 题号 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 滚筒直径 D（ mm） 400 400 400 450 400 500 450 400 450 450 输送带工作速度 v（ m/s） 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 输送带工作拉力（ F/kN） 7 6.5 6 5.5 5 5.2 5 4.8 4.2 4 3.设计内容 （ 1） 1）二级齿轮减速器； 2）至少一对是斜齿轮； 3）中间轴的强度校核； 4）图纸要求：总装图 0 号或 1 号 1 张，零件图 2 张； 5）计算说明书一份 （ 2） 1）一级齿轮减速器； 2) 斜齿轮或直齿轮 (按指定 )； 3）一根轴的强度校核； 4）图纸要求：总装图 0 号或 1 号 1 张，零件图 3 张； 5）计算说明书一份 nts - 3 - 计算说明书 计算及说明 一 设计任务 1.滚筒直径 mm360D 2.输送带工作速度 0.8m/s 3.输送带轴所需扭矩 1050N.m 4.滚筒的效率 96.0i （包括滚筒与轴承的效率损失） 5.工作情况 :两班制，连续单项运转，载荷较平稳 6.工作期限： 8年 7.大修期限： 4年 8.动力来源：电力，三相交流，电压 380V/220V 9.齿面为小齿软齿面、电机额定功率 二、 传动方案的确定 合理的传动方案。首先要满足机器功能要求，如传动功率的大小、转速和运转方式。此外，还要适应工作环境，满足工作可靠性，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，使用维护方便，工作性和经济性合 理等要求。我们所设计的是一级圆柱斜齿轮减速器。其结构简单，成本较低，使用维护方便，传动功率可达数千万瓦，精度易于保证。一般工厂均能制造，使用广范。但其传动比一般都小于 5.由于本机器传动比为 i= 4。故在其前加一带传动。用普通 V带分去一部分传动比。 nts - 4 - 计算及说明 方案及草图 计算及说明 方案草图 三、 电动机的选择 1、 选择电动机的类型和结构 根据电源 V=380v交流。工作环境温度不超过 40，在和较平稳的要求。选用 Y系列三相异步电动机。同步转速 1000s/m。 2、 确定电动机的输出功率 /0 wpp 率电动机到工作机间总功率工作机所需要的名义功wpwvw Fp 10 00/ nts - 5 - Ww VDTp 1 0 0 0/2 96.01000/8.038.0/10502 ）（ kw61.4 电动机与工作机间有 V带传动， 齿轮传动，三对滚动轴承，一个联轴器的效率损耗，总效率为： gcb 3 v V 带传动效率，取 0.96 b 滚动轴承效率，取 0.98 c 联轴器效率 ，取 0.99 g 齿轮传动效率，取 0.97 97.099.098.096.0 3 8677.0 故 /0 wpp ）（ kw31.58677.0/61.4 据计算功率 oe PP 选择电机。选取电动机型号为 Y132M-2-6,额定功率 P=5.5kw，满载转速 n=960r/min，额定转矩 2.0 kN.M 四、 计算分配传动比 Dvn /60 mi n )/(2.4038.0/8.060 r 总传动比 GVT iii Vi V 带传动比 Gi 齿轮传动比 nts - 6 - 取 Gi =4 则， 97.54/88.23/ GTv iii 五、 确定各轴的扭矩、转速、功率 轴 )(28.596.05.5 kwPP v mi n )/(8.16097.5/960/ rinn v 8.160/28.59550/9550 nPT ）（ mN 57.3 1 3 轴 )(07.599.097.028.5 kwPP bg mi n )/(2.4088.23/960/ rinn T ).(4.12042.40/07.59550/9550 mNnPT 轴次 /工况 电动机 轴 轴 扭矩 (N.m） 2000 313.57 1204.4 转速（ r/min） 960 160.8 40.2 功率（ kw） 5.5 5.28 5.O7 六、 带传动计算 1.计算功率 cP 电动机型号为 Y132M-2-6,额定功率 P=5.5kw，满载转速n=960r/min，从动机转速 160.8r/min。 由表查出工况系数 1.1Ak ， oP 为额定功率。 nts - 7 - )(05.65.51.1 kwPPkPcoAc 2、 选取 V带型号 根据 )(05.6 kwP c 。小带轮转速为 960r/min,查手册选取 B型带。 3、 小带轮基准直径 1dd 与大带轮基准直径 2dd 为了使结构紧凑，通过参考手册，取 mmd d 1321 ,则大带轮的直径为)(04.7881328.160/960/ 122 mmdnnd dd 查手册，取标准值 mmd d 8002 此时从动轮实际转速为 mi n )/(4.158800/132960 rn 转误差 %5%5.18.160/)4.1588.160( （ 合适 ) 验算带速 smsmndv d /25/6.660/132.096060/1 (合适 ) 初定中心距 mmdda dd 1864)800132(2)(2 21m a x )(5.49705.13)800132(2/13)(2/1 21m i n mmhdda dd 根据结构要求，取 mma 7500 计算带的基准长度 0L nts - 8 - 0122100 4/)()(2/2 addddaL dddd )7504/()132800()8001322/7502 2 （mm7.3112 取 mmL d 3150 7、 实际中心距 中心距 a 可调整为 mmLLaa d 7702/)5.31223150(7502/)( 00 8、小带轮包角 3.57770/)132800(1803.57/)180 12 add（ 1 2 03.1 3 0 满足要求 9、 确定单级 V 带传动功率 查手册得 kwP 88.10 10、 单级 V带传递功率的增量 0P 带轮的传动比 1.61 3 2/8 0 0/ 1221 dd ddnni 查手册得 0P kw3.0 11、 计算 V带根数 lc kkPPPz ） 0/( 查手册得包角系数 86.0k 长度系数 07.1lk 002.307.186.03.088.1/(05.6 ）z 4 z nts - 9 - 故此采用 V带型号为 43150 B 12、 确定在带轮轴上力 单根 V带张力 20 )1/5.2(/5 0 0 qvkzvPF c 查手册得 mkgq /17.0 20 6.017.0)186.0/5.2(6.64/05.6500 ）（）（F)9.225 N（ 作用在轴上的力 2/s in2 0 FzF 2/3.1 3 0s i n9.2 2 542 ）（ N9.1639 七、 齿轮设计 输入轴转速 m in/8.1 6 0 rn ，传动比 4Gi ，传动功率kwP I 28.5 1、 选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级 考虑到带式输送机为一般机械，故小齿轮选择 45 钢调质，平均齿面硬度为 250HBS,大齿轮选用 45 钢正火，平均齿面硬度为 200HBS 。选用 8级精度。 2.按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 因为是闭式软齿面齿轮传动，古先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，即 3 11 )/(/1/2 HEHdtt ZZuuTkd 式中各参数为： 1） 试选载荷系数 4.1tk ， nts - 10 - 2） 计算小齿轮的转矩： 8.106/28.51055.9/1055.9 61161 nPT ）（ mmN .31364 3） 齿轮系数 0.1d 4） 齿数比 4u 5） 取 120430,30 121 uzzz ，初选螺旋角12 c o s)/1/1(2.388.1 21 zz 12c o s)120/130/1(2.388.1 7467.1 6） 由 12 ，查手册得区域系数 45.2HZ 7） 由手册查得弹性影响系数 2/18.189 M paZ E 8） 许用接触应力应按 HNHH SZ / lim 计算。由手册查得接触疲劳极限 M p aH 5501lim ， M p aH 3 9 02lim 。 应力循环次数 )830016(116160n60 11 hjLN 81070944.3 7812 1027.94/107094.3/ uNN 查手册得疲劳极限寿命系数 0.11 NZ , 02.12 NZ 取安全系数 0.1HS Mp aS ZHNHH 5500.1 0.1550 11l i m1 Mp aS ZHNHH 4020.1 03.1390 22l i m2 nts - 11 - M p aHH 4 0 2 2 取 初算小齿轮分度圆直径 td1 3 11 )/(/1/2 HEHdtt ZZuuTkd 3 4028.18945.2414747.113 1 3 6 44.12 ）（ mm96.35 3.确定传动尺寸 1)计算圆周速度 smndv t /3.01 0 0 0600 16196.351 0 0 0600 11 故 8 级精度合用。 2） 计算载荷系数 k 。 3） 查手册得使用系数 0.1Ak 由 smv /3.0 ， 8级精度，查得 18.1vk 查手册得齿间载荷分配系数 2.1k 查手册得齿向载荷分配系数 15.1k 63.115.12.118.11 kkkkk vA 3） 对 td1 进行修正 mmKKddtt 80.384.1 63.196.35 3311 4） 确定模数 nm nts - 12 - mmzdm n 27.130 12c o s80.38c o s11 取标准模数 mmm n 5.1 5） 计算中心距 mmzzma n 80.11412c o s2 )12030(5.112c o s2 )( 21 圆整 mma 115 6） 精算螺旋角 041.121152)12030(5.1a r c c o s2)(a r c c o s 21 azzm n因为 值与初选值相差不大，故与 值相关的数值不需要修正。 7)精算分度圆直径 mmzmd n 012.46041.12c o s 305.1c o s 11 合适）（ ,96.351 mmd mmzmd n 049.184041.12c o s 1205.1c o s 22 8） 计算齿宽 mmddb 012.46012.460.11 取 mmb 502 ， mmbb 55550)105(1 4.校核齿根弯曲强度 nts - 13 - 211FSaFanF YYYmbd KT 1） , 1,1 nmdbTK 值同前。 2）由当量齿数 08.320 4 1.12c o s 30c o s 3311 zz v 3.128041.12c o s 120c o s 3322 zz v 查手册得齿形系数65.145.211SaFaYY ，83.114.222SaFaYY 。 3） 斜齿轮纵向重合度为 035.2014.12t a n300.1318.0t a n318.0 1 dz由手册查得螺旋角影响系数 9.0Y 4） 许用弯曲应力FNStFF SYYlim 查手册得 M p aF 2 0 01lim ， M p aF 1602lim 0.121 NN YY 取 0.2StY ，安全系数 25.1FS Mp aS YYFNStFF 32025.1 0.10.2200 111l i m1 Mp aSYYFNStFF 25625.1 0.10.2160 222l i m2 nts - 14 - YYYmbdKTSaFanF 111112 9.065.145.2747.15.1012.46503 1 3 6 463.12 162 FM p a 65.145.283.114.262112212 SaFaSaFaFF YYYY 260 FM p a 满足齿根弯曲疲劳强度。 齿数 30z1 120z2 模数 5.1m n 5.1m t 螺旋角 12 分度圆直径 461d 1842 d 齿顶圆直径 491 ad 1872 ad 齿根圆直径 421f d 1792f d 齿宽 55b1 50b2 中心距 115a 八、 轴的计算 1、 材料的选择 采用 45 钢，正火，查表得 107118c 2、 按扭切应力估算轴径 nts - 15 - nPcd 3 轴：mmnPcd 8.373.348.160 28.5)118107( 331 轴： mmnPcd 2.596.532.40 07.5)1 1 81 0 7( 332 因轴上有键槽，故直径应增大 3%，所以轴最小直径取 mm35 ，轴最小直径取 mm55 。 3、 低速轴校核 结构示意图 具体尺寸见零件图 圆周力： nts - 16 - NdTF t43110309.110184 120422 径向力 20tan10309.120tan 4 tr FF N310746.4 NFba aF tR B H34 1070.6103 0 9.1848888 NFba bF tR A H34 1039.6103 0 9.1848884 NFba aF rR B V 33 1044.21076.48488 88 NFba aF R A V33r 1032.21076.48488 84 弯矩图nts - 17 - 大轴 45 钢，正火，其 6.0 M paB 6 0 0 ， M pab 95 0 ， M p ab 55 1 在 -处， mmd 2.52551.0108 4 4.735 放大 3%，得 mmmmd 808.53 安全 在 -处， mmd 8.50551.0102 2 4.735 放大 3%，得 mmmmd 754.52 安全。 nts - 18 - 在 -处 ， mmd 8.50551.0102 2 4.735 放大 3%，得 mmmmd 554.52 安全。 低速轴安全可靠。 弯矩图如下： F tR RHB HDHrFaFM HC =502500 N . m mR VBR VDM V=18300 N . m m=535000 N . m mCMM HVM VMnts - 19 - T=1204000 N . m m890000 N . m m 722400 N . m mTM e水平方向弯矩mmNdFM R B HH 53 100 2 5.575107.6 竖直方向弯矩 mmNdFM R B VV 53 1083.1751044.2 合成弯矩 2525 )1083.1()10025.5(22 VH MMM mmN 51035.5 当量弯矩 B处mm102 2 4.7102 0 4.16.0 56 NTM 当量弯矩处 22 )( TMM nts - 20 - mm1090.8)10224.7()1035.5( 555 N 3.轴上键的选择与校核 1） 带轮上的键由轴径结合手册查得 选 )791 0 9 6810 GB（ ,键长 L取 63mm 校核 NdTF 43t 1079.135 1057.31322 挤压强度 5.84)1063(8 1079.1224tPP h l sF 合格 剪切强度 77.33)1063(10 1079.14t b l sF 合格 2） 大齿轮键 选 1422 ，键长取 mm80 校核 NdTF 43t 1001.380 10120422 挤压强度 14.74)2280(14 1001.3224tPP h l sF 合格 剪切强度 57.23)2280(22 1001.34t b l sF 合格 nts - 21 - 3） 联轴器键 选 1016 ，键长 L取 10mm 校核 NdTF 43t 1038.455 10120422 挤压强度 2.104)16100(101038.422 4tPP h l sF 合格 剪切强度 6.32)16100(16 1038.44t b l sF 合格 九、轴承的选择与校核 轴选用 7311C轴承 校核： 1Pf 1x 0y 轴：)(1037.1109.45/57.3132/2 431 NdTF T )(1098.420t a n1037.120t a n 34 NFF tr )(1098.4)( 3 NFyFxFfp rorp 预计使用寿命 15000小时 16667/150008.160108.216667/ 33 nnLpC ，）（ NN (108.52107.14 33 合格 轴，选用 7315C轴承 nts - 22 - NFp r 3107.4 3333 16667/150002.401076.416667/ nnLplNN 54 1012.11057.1 合格 十、联轴器的选择 #kTTC k 为工作系数，由手册得 k 取 1.4 。 )(2.1 6 8 64.1 2 0 44.1 mNT c 查手册得，选用 HL5型联轴器，公称转矩 2000N.m 轴孔直径选 55mm ,轴孔长度为 107mm。 十一、箱体的设计 1.箱底壁厚。对于单级圆柱齿轮减速器 mma 625.61225025.01025.0 取 mm8 2.箱盖壁厚，对于单级圆柱齿轮减速 器 mma 5.5122502.0102.01 取 mm81 3、 箱盖凸缘厚度 mmb 1285.15.1 11 4、 箱座凸缘厚度 mmb 1285.15.1 5、 箱座底凸缘厚度 nts - 23 - mmb 2085.25.22 6、 地脚螺钉直径 12225036.012036.0 ad f 1.20mmdmm f 20取 7、 地脚螺钉数目 250a 时， 4n 8、 轴承旁连接螺栓直径 mmdd f 152075.075.01 mmd 161 取 9、 盖与座联接螺栓直径 mmd )1210(20)6.05.0(2 取 mmd 102 10、 联接螺栓 d2之间的距离 mmlmml 1 5 02 0 01 5 0 取 11、 轴承盖螺钉直径 mmdd f )108(5.04.03 ）（ 取 mmd 103 12、 视孔盖螺钉直径 mmdmmdd f 6)86()4.03.0( 44 取 13、 定位销直径 mmdd )6.94.8(12)8.07.0()8.07.0( 2 按标准取 d=10mm，圆锥销。 14、 fd 、 1d 、 2d 至外箱壁距离 1c nts - 24 - 15、 fd 、 2d 至凸边缘距离 2c 16、 轴承旁凸台半径 21 cR 17、 凸台高度 h 18、 外箱壁至轴承座端盖距离 1l 485247)105( 1211 lccl 取 19、 大齿
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