一级减速器课程设计.doc

学号：学号： 姓名：姓名： 2013-06-05 指导教师: 一级减速器课程设计 2011 级机械设计制造专业 机械设计课程设计 目录 一、设计任务书1 二、传动方案的拟定和说明2 三、传动装置的运动和动力参数计算4 四、传动零件的设计计算5 五、轴的设计计算10 六、轴承的选择与计算13 七、键连接的选择与计算14 八、联轴器的选择15 九、减速器附件的选择15 十、润滑与密封方式选择、润滑剂选择17 十一、设计小结18 十二、参考资料18 0 一、一、设设计计任任务务书书 1 1、设计题目：、设计题目： 设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 1、电动机； 2、三角带传动； 3、减速器； 4、联轴器； 5、传动滚筒； 2 2、分组名单：分组名单： 组 别第一组第二组第三组第四组第五组第六组 运输带牵引力 FW (N)120010002000210029002100 运输带速度 VW (m/s)2.121.61.61.41.5 传动滚筒直径 D ()400500300400400400 工作年限7 年7 年7 年6 年6 年6 年 一班制吴孝虎徐卫东杨俊袁松松张乃芮张伟伟 两班制 项东东 许波杨致远袁洋张赛赛张祥武 三班制 熊善涛 颜秋芳尹志强 张俊跃 张涛张祥祥 3 3、给定数据及要求、给定数据及要求 带式输动机工作时有轻微震动，经常满载。空载起动，单向运转，班制工作（每 班工作 8 小时），三相交流电源的电压为 380/220V。 每日两班制工作，工作期限为 7 年(每年按 300 天计算)。 已知条件：输送带带轮直径 d=300mm，输送带运行速度 v=1.6m/s，输送带轴所需 拉力 F=2000N。 4 4、 应完成的工作应完成的工作 零件工作图一张（输出轴） ；设计计算说明书一份。 机械设计课程设计 1 二二、传传动动方方案案的的拟拟定定和和说说明明 计算项目计算内容计算结果 传动方案 拟定 选择电动 机功率 电动机转 速的确定 传动方案拟定： 采用 V 带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比 要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适 应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护 方便。 选择电动机： 1、电动机类型和结构型式：Y 系列三相异步电动机 2、电动机容量 根据传动装置总效率及查表 2-3 得： V 带传动 ；滚动轴承；圆柱齿轮传96 . 0 带 98 . 0 轴承 动；弹性联轴器；滚筒轴滑动97 . 0 齿轮 99 . 0 联轴器 轴承。 95 . 0 滚筒 传动装置的总功率： 总=带轴承 2 齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.95 =0.84 电机所需的工作功率： kw FV Pd81 . 3 0.841000 1.62000 1000 总 3、电动机的转速已知条件计算驱动滚筒的转速 n,即 min/86.101 300 1.6100060 D 1000v60 rnw 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可 选范围。由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围 i1 =24,单级圆柱齿轮传动比范围 i2 =35，则电动机转速 可选范围为2037611 21d iinn w 由表中数据可知两个方案均可行，方案 1 相对价格 V 带和齿轮传 动组合 84 . 0 总 81 . 3 d P min/86.101rnw 机械设计课程设计 2 便宜，方案 3 的传动比较大，传动装置结构尺寸较大， 但方案 2 的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体 结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案 2，选定电 动机的型号为 Y132M-6。 3 三三、传传动动装装置置的的运运动动和和动动力力参参数数计计算算 计算项目计算内容计算结果 1、总传动 比 2、分配 传动比 3、各轴功 率 4、各轴转 矩 计算传动装置传动比和分配各级传动比 42 . 9 86.101 960n n i m 总 取 V 带传动的传动比，则单级圆柱齿3 1 带 ii 轮减速器传动比为 14 . 3 3 42 . 9 1 2 i i i 总 所得值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减 2 i 速器传动比的常用范围。 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，低速 轴为轴，各轴转速为 高速轴 1min/960 0 rnn m 低速轴 2 min/320 3 960 10 r i n n m 卷轴 min/65.114 14 . 3 360 21 r i n n 按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即 高速轴 1kw66. 3kw96 . 0 81 . 3 01 带 pp 低速轴 2kw48. 3 12 齿轴承 pp 卷轴kw38. 3 2 联轴承 ppw To=9550x P0/n0=9550x3.81/960=37.90Nm TI=9550x PI/nI=9550x3.66/320=109.23Nm TII=9550x PII/nII=9550x3.48/114.65=289.87Nm =9.42 总 i 3 带 i 14. 3 2 i min/960 0 rn min/320rn min/65.114rn kwp66. 3 1 kwp48 . 3 2 kwpw38 . 3 机械设计课程设计 4 四四、传传动动零零件件的的设设计计计计算算 计算项目计算内容计算结果 V 带星号 确定齿轮直 径 确定带的基 准长度 1 1、选择选择 V V 带的型号带的型号 根据任务书说明，每天工作 16 小时，载荷平稳， 由工作情况系数 KA的表 7-5 查得 KA =1.3。则 kw I 4P Pd=PIKA =1.34=5.2kW 根据=5.2 kW 和=960r/min,由机械设计基 d P 1 n 础课程设计图 7-17 确定选取 A 型普通 V 带。 确定带轮直径 D1，D2。 由图 7-17 可知，A 型 V 带推荐小带轮直径 D1=122140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数 将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径 D1=125mm。大带轮直径，由公式 D2=iD1（1-）=367mm (其中 取 0.02) （1）由查机械设计基础表 8-3，取 D2=355mm。 （2)计算实际传动比i =2.84i 1 2 D D 125 355 检验带速 v v=5.9m/s25m/s 确定带的基准长度 根据公式 729：0.7（D1+D2）a2（D1+D2） 初定中心距 500mm 依据式（7-12）计算带的近似长度 L = 1780mm 0 2 21 210 4 )( )( 2 2 a DD DDaL 3 . 1 A k A 型 V 带 125 1 D 满足速度要求 （5m/s25 v m/s） =355mm 2 D =2.84i 0.3% 1 155 120 =1.376kw) 0 P =0.147(kw) 0 P =0.001275 a K =1.1373 i K 取=4z =200.38N 0 F N 1 . 1381 Q F 机械设计课程设计 6 计算压轴力 计算齿轮上 的作用力 疲劳强度设 计 =1381.1N 2 sin2 1 0 zFFQ 带轮结构设计 小带轮=125mm 采用实心结构 1 d 大带轮=355mm 采用孔板式结构 2 d 高速级齿轮传动设计 选择材料、精度及参数 小齿轮：45 钢，调质，HB1 =240 大齿轮：45 钢，正火，HB2 =190 2 2、计算齿轮上的作用力、计算齿轮上的作用力 设高速轴为 1，低速轴为 2 圆周力：Ft1=2T1/d=1540.5N Ft2=2T/d=1807.1N 径向力：Fr1=F1ttana=344.6N Fr2=F2ttana=404.25N 轴向力为几乎为零 3 3、按齿面接触疲劳强度设计、按齿面接触疲劳强度设计 3 2 1 )( 12 H HE zzz u u d kT d (1)确定设计公式中各参数 初选载荷系数=1.1 t K (2)小齿轮传递的转矩 =33.42 Nm 0 T （3）选取齿宽系数查表 10.20（P203） d （4）弹性系数查表 10.12（P186） E z （5)小、大齿轮的接触疲劳极限、 1 lim H 8 级精度 小齿轮 45 钢调 质 HBSHB240 1 大齿轮 45 钢正 火 HBSHB190 2 24 1 z 96 2 z 合格 =1.1 t K =33.42 Nm 0 T =1 d ze=189.9MPa =580Mp 1 lim H a =560M 2 lim H 机械设计课程设计 7 应力循环次 数与计算 （P181） 2 lim H 4 4、应力循环次数、应力循环次数 =5.04103652496016060 11 h tnNL 9 10 8 12 103 . 6/iNLNL (1)接触寿命系数、查图 10.27（P183） 1N z 2N z (2)计算许用应力 1H 2H 查表 10.10（P180）最小安全系数1min H S = 1H MPa S z H NH 4 . 510 1 88 . 0 580 min lim 11 = 2H MPa S z H NH 2 . 515 1 92 . 0 560 min lim 22 模数：m=2 齿数：z1=24 z2=96 齿数比： u=z2/z1=96/24=4 精度等级：选 8 级（GB10095-88） 齿宽系数 d: d =0.83 （推荐取值： 0.81.4） 齿轮直径：d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm 压力角：a=200 齿顶高：ha=m=2mm 齿根高：hf=1.25m2.5mm 全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm 中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm 小齿轮宽：b1=dd1=0.8348=39.84mm pa 5.04 1 NL 9 10 2 NL 8 103 . 6 =0.88 1N z 92 . 0 2 N z 1min H S =510.4Mp 1H a =515.2Mp 2H a =210Mpa 1limF =190Mpa 2limF =1 1N Y 2N Y =1 X Y =279.68Mpa 1F =190.08MPa 2F =0.70 Y =2.65=2 1Fa Y 2Fa Y .18 =1.59,= 1Sa Y 2Sa Y 2.18 K=1.2 机械设计课程设计 8 齿根弯曲疲 劳强度 大齿轮宽：根据机械设计基础P168,为保证全 齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得： b2=40mm = 1 dmmmz50205 . 2 1 = 2 dmmmz200805 . 2 2 齿宽 b mmdb d 50501 1 mmbb)105( 21 5 5、校核齿根弯曲疲劳强度、校核齿根弯曲疲劳强度 FSaFa d F YYY zm KT 2 1 3 1 2 (1)确定验算公式中各参数 小大齿轮的弯曲疲劳极限、查图 1limF 2limF 10.25（P182） 弯曲寿命系数、查图 10.26（P183） 1N Y 2N Y 尺寸系数 查图 5.25（P162） X Y 计算许用弯曲应力、 1F 2F 查表 10.10 安全系数3 . 1 min F S min lim F XNF F S YY 重合度系数 Y =0.25+ Y70 . 0 68 . 1 75 . 0 25 . 0 75 . 0 齿形系数，查图 10.13（P187 1Fa Y 2Fa Y 应力修正系数，查图 10.14（P187） 1Sa Y 2Sa Y m=2 mmb20 1 mmb30 2 20mm 1 D =22mm 2 D =25mm 3 D =48mm 4 D =25mm5 D =29mm6 D =25mm7 D 35mm 1 L 42mm 2 L 16mm 3 L 12mm 4 L =40mm 5 L 16mm 6 L rA FN8 .1568 机械设计课程设计 9 (2)校核计算 =91Mp 11 2 1 3 1 1 2 FaSa d F YY zm KT 59. 1*65 . 2 * 255 . 2265 101 . 12 2 5 a Mpa YY YY SaFa FSaFa FF 85 59 . 1 65 . 2 8 . 118. 2 91 11 22 12 N571FrB 五五、轴轴的的设设计计计计算算 计算内容计算结果 轴的材料 轴的直径 轴的各段轴 径 1 1、轴的材料、轴的材料 选用 45 钢 2 2、估算轴的直径、估算轴的直径 根据精密机械设计P265 式(14.2) 轴的最小直径取 3 3 6 2 . 0 /P1055 . 9 n P C n d T C=110 或=30 T 计算得 d1min20mm d2min30mm 取 d1=20mm，d2=30mm 3 3、轴的各段轴径、轴的各段轴径 根据机械设计基础P302，当轴肩用于轴上零件 定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取 610mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按 轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为 了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值 即可，例如取 15mm 也可以采用相同公称直径而不同 的公差数值。 30mm； 1 D =32mm 2 D =35mm 3 D 40mm 4 D 48mm 5 D =35mm 6 D 60mm 1 L 40mm 2 L 30mm 3 L 40mm 4 L mmL10 5 17mm 6 L 机械设计课程设计 10 轴的各段长 度设计 轴的校核 按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为： 20mm,22mm,25mm,29mm,54mm29mm,25mm；低速轴的轴径 由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。 4 4、轴的各段长度设计轴的各段长度设计 5、 带轮宽：35mm 联轴器端：60mm 轴承的厚度 B01=15mm,B02=17mm 根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端 依次为： 高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm 低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm 5 5、轴的校核计算对于高速轴校核：、轴的校核计算对于高速轴校核： 垂直面内支点反力：La:28.5 带轮中径到轴承距离， Lb：67.5mm 两轴承间距离。 N L LL FF b ba rrA 5 . 1065 5 . 67 ) 5 . 67 5 . 28( 2 . 749 N L L FF b a rrB 3 . 316 5 . 67 5 . 28 2 . 749 校核 FrA= Fr+ FrB 1065.5N=（749.2+316.3）N 选用轴承合格 选用键合格 机械设计课程设计 11 、 类似方法求水平面内支点反力：V 带在轴上的载荷 可近似地由下式确定： ； 2 sin2zFF 1 0z F0单根 V 带的张紧力（N） 2 0 ) 1 5 . 2 (500Fqv zv P K d Pd计算功率 Pd=2.079Kw ; ZV 带的根数；=1.8 ms-1（为带速） Ka包角修正系数 Ka=0.95 qV 带单位长度质量 q=0.10（kgm-1） F0=144.7 Fz=570N N L LFlLF l F F atcbZ c Z tB 1148 5 . 134 5 . 28 3 . 2058)67 5 . 67(570 5 . 33570 )( 2 （lc =Lc =67 中轴到轴承距离） N 3 . 2066 3 . 2058114857022FtA ttBz FFF MA=FrLa=21352.2Nmm MB=0 同理求得： M=A=FtLa=58662.4 Nmm M=B=FzLc=38190 Nmm Fr Ft Fz Lc La Lb L 机械设计课程设计 12 Nmm 5 . 624274 .58662 2 . 21352 2222 AA MMM A Nmm38190381900 2222 BB MMM B 已知 T=52800Nmm，选用轴的材料为 45 钢，并经 正火处理。其强度极限=600Nmm-2 ，并查表 10-3 B 与其对应的=55N mm-2，=95 Nmm-2故可求 b1 b0 出 58 . 0 95 55 0 1 b b Nm 3 . 69534)5280058 . 0 (5 .62427)( 2222 TMM AvA m 同理得 MvB=31098.7 Nmm mm 3 . 23 551 . 0 3 . 69534 1 . 0 3 3 1 b vA M d 在结构设计中定出的该处直径 dA=25mm,故强度足够。 同理对高速轴的校核中： d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径 d=35mm,故强 度足够。 估算轴的基本直径 选用 45 钢，调质处理，估计直径 d由表mm100 7.2 查得查表 7.4 取MPa b 650 C=118，118所求 d 应为受 3 n P Cdmm89.18 1 . 458 88. 1 3 扭部分的最细。 机械设计课程设计 13 六六、轴轴承承的的选选择择与与计计算算 计算项目计算内容计算结果 高速轴处1 1、高速轴处、高速轴处 初步计算当量动载荷 P 轴承在工作过程中只受径向力NFrP571 1 根据条件轴承预计寿命 hhL640001030082 10 温度系数1, 1 pt ff载荷系数 计算额定动载荷 =9393.9 3 1 6 10 6 )64000 10 1 . 45860 ( 1 571 ) 10 60 ( hL n f Pf C p t 选 6206 型轴承NCr19500 七、键连接的选择与计算 计算内容计算结果 高速轴处 低速轴 1 1、高速轴处、高速轴处 轴段直径为 20mm 轴长为 48，选用 A 型平键 6 6 （GB1905-1990,GB1906-1990） 键长 L=40mm 有效键长mmbLl34640 按抗压强度计算 MPaMPa dhl T pp 10045.38 34620 1022.3944 3 1 强度满足要求 2 2、低速轴、低速轴 齿轮处轴径为 48mm，轴长 42mm 选用 A 型普通平键 14 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长9 mmlL221436,36有效键长 选用键合格 机械设计课程设计 14 抗压强度计算 MPaMPa dhl T pp 100 4 . 63 22948 1065.15044 3 2 强度满足要求 联轴器处轴径为 32mm，轴长 80mm 选用 A 型普通平 键 10 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长8 L=70mml601070有效键长 抗压强度计算 MPaMPa dhl T pp 10023.39 60832 1065.15044 3 2 八、联轴器的选择 计算项目计算内容计算结果 选择联轴器两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单， 对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。 载荷计算：计算转矩 NmTKT AC 85.19565.1503 . 1 2 得）（为工况系数查表334P 1 . 10 A K 根据，轴径 d，转速 n 查标准 GB5014-1985 选 C T 用 HL2 弹性柱销联轴器，其公称转矩=315Nm,许用 n T 转速 5600r/min,符合要求 选用联轴器合 格 九、减速器附件的选择 为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油 面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件 的设计 1 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入 机械设计课程设计 15 润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查 孔盖板用螺钉固定在箱盖上。 2 通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗 漏因而设置通气器。 3 轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载 荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承 盖。 4 定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持 轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前， 在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非 对称布置。 5 油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度 经常保持油池内有适量的油 6 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设 放油孔，平时用螺赛堵住。 7 启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连 接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉 将箱盖顶起。 8 起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环 或吊钩等。 9 密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安 装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称符号尺寸（mm） 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 8 机座凸缘厚度 b12 机盖凸缘厚度 b112 机械设计课程设计 16 机座底凸缘厚度 P20 地脚螺钉直径 dfM16 地脚螺钉数目 n4 轴承旁联结螺栓直径 d112 机盖与机座联接螺栓直径 d28 轴承端盖螺钉直径 d310 窥视孔盖螺钉直径 d46 定位销直径 d8 df，d1, d2 至外机壁距离 C122，18，13 d1， d2 至凸缘边缘距离 C220，11 轴承旁凸台半径 R120 凸台高度h 根据低速级轴承座 外径确定，以便于 扳手操作为准 外机壁至轴承座端面距离 l1 42 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 10 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机座肋厚 m18 轴承端盖外径 D278，100 轴承旁联接螺栓距离 S尽量靠近，以 Md1 和 Md2 互不干涉为 准，一般 s=D2 十十、润润滑滑与与密密封封方方式式的的选选择择、润润滑滑剂剂选选择择 1.齿轮：传动件圆周速度小于 12m/s，采用油池润滑，大 齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合 区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度 为一个齿全高，油量 0.350.75L/kw，根据运动粘度查表 2.1（P13）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油 L- CKB320(GB5903-1995) 润滑油牌号为 工业式齿轮油 L- CKB320(GB5 903-1