双齿减速器设计.doc

目 录设计计划任务书 1传动方案说明2电动机的选择3传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算6轴的设计计算8 联轴器的选择10 滚动轴承的选择及计算13 键联接的选择及校核计算14 减速器附件的选择15 润滑与密封16 设计小结16 参考资料161.拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即v=1.1m/s;d=350mm; nw=60*1000*v/(*d)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常选用同步转速为r/min或r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为7或25。2.选择电动机）电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的（）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。）电动机容量（）卷筒轴的输出功率f=2800r/min; pw=f*v/1000=2800*1.1/1000 (2)电动机输出功率pdpd=pw/t传动装置的总效率t=t1*t22*t3*t4*t5式中，t1,t2,为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表查得：弹性联轴器 1个t4=0.99; 滚动轴承2对t2=0.99; 圆柱齿轮闭式1对t3=0.97; v带开式传动1幅t1=0.95; 卷筒轴滑动轴承润滑良好1对t5=0.98; 则t=t1*t22*t3*t4*t5=0.95*0.992*0.97*0.99*0.980.8762 故pd=pw/t=3.08/0.8762 （）电动机额定功率ped由第二十章表选取电动机额定功率ped=4kw。3）电动机的转速为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表查得v带传动常用传动比范围24，单级圆柱齿轮传动比范围36，可选电动机的最小转速nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可选电动机的最大转速nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步转速为960r/min选定电动机型号为321。）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表、表查出321型电动机的方根技术数据和外形、安装尺寸，并列表刻录备用。电机型号额定功率同步转速满载转速电机质量轴径mmy132m1-64kw10009607328大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158 计算传动装置总传动比和分配各级传动比）传动装置总传动比nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ）分配各级传动比取v带传动比为i1=3; 则单级圆柱齿轮减速器比为i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。计算传动装置的运动和动力参数）各轴转速电动机轴为轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ）各轴输入功率按机器的输出功率pd计算各轴输入功率，即p0=ped=4kw 轴i 的功率p1=p0*t1=4*0.95=3.8kw 轴ii功率p2=p1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ）各轴转矩t0=9550*p0/n0=9550*4/960=39.7917 nm t1=9550*p1/n1=9550*3.8/320=113.4063 nm t2=9550*p2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 nm 二、设计带轮1、计算功率p=ped=4kw 一班制，工作小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机查课本表，得ka=1.1; 计算功率pc=ka*p=1.1*44.4kw 2选择普通带型号n0 =960r/min 根据pc=4.4kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于a型d1=80100、确定带轮基准直径表及推荐标准值小轮直径d1=100mm; 大轮直径d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取标准件d2=355mm; 4、验算带速验算带速v=*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在525m/s范围内从动轮转速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.0141 5、v带基准长度和中心距初定中心距中心距的范围amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算带长lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4/a0 lc = 1461.2mm 选定基准长度表8-7,表8-8查得ld=1600mm; 定中心距a0+(ld-lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*ld=420+0.03*1600=468mm 6、验算小带轮包角验算包角180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a145.2107 120度 故合格7、求v带根数z由式（13-15）得查得 n1=960r/min , d1=120mm查表13-3 p0=0.95由式13-9得传动比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得由包角145.21度查表13-5得ka=0.92kl=0.99z=4.4/(0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在带上的压力f查表13-1得q=0.10故由13-17得单根v带初拉力三、轴初做轴直径： 轴i和轴ii选用45#钢 c=110d1=110*（3.8/320）(1/3)=25.096mm取d1=28mmd2=110*(3.65/60)（1/3）=43.262mm由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴ii扭矩，查162页表取yl10yld10联轴器tn=630580.5878nm 轴ii直径与联轴器内孔一致取d2=45mm四、齿轮1、齿轮强度由n2=320r/min,p=3.8kw,i=3采用软齿面，小齿轮40mnb调质，齿面硬度为260hbs，大齿轮用zg35simn调质齿面硬度为225hbs。因，sh1=1.1， sh2=1.1，因：，sf=1.3所以2、按齿面接触强度设计设齿轮按9级精度制造。取载荷系数k=1.5，齿宽系数小齿轮上的转矩 按 计算中心距u=i=5.333mm齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101模数m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数m2.5 确定中心矩a=m(z1+z1)/2=150mm齿宽b=b1=70mm,b2=60mm3、验算弯曲强度齿形系数yf1=2.57，yf2=2.18按式（11-8）轮齿弯曲强度4、齿轮圆周速度按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。五、轴校核：圆周力ft=2t/d1径向力fr=ft*tan =20度 标准压力角d=mz=2.5*101=252.5mmft=2t/d1=2*104.79/252.5=5852.5nfr=5852.5*tan20=2031.9n1、求垂直面的支承压力fr1,fr2 由fr2*l-fr*l/2=0得fr2=fr/2=1015.9n2、求水平平面的支承力fh1=fh2=ft/2=2791.2n3、画垂直面弯矩图l=40/2+40/2+9010=140mmmavfr2*l/21015.9*140/2=71.113nm4、画水平面弯矩图mah=fh*l/2=2791.2*140/2=195.384nm5、求合成弯矩图6、求轴传递转矩t=ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389nm7、求危险截面的当量弯矩从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为轴的扭切应力是脉动循环应力取折合系数a=0.6代入上式可得8、计算危险截面处轴的直径轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得由表13-3查得许用弯曲应力，所以考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。故d=1.04*25.4=26.42mm由实际最小直径d=40mm,大于危险直径所以此轴选d=40mm,安全六、轴承的选择由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列径向载荷fr=2031.9n，两个轴承支撑，fr1=2031.9/21015.9n工作时间lh3*365*8=8760（小时）因为大修期三年，可更换一次轴承所以取三年由公式式中 fp=1.1,p=fr1=1015.9n,ft=1 (工作环境温度不高)（深沟球轴承系列）由附表选6207型轴承七、键的选择选普通平键a型由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算b=14mm,h=9mm,l=80mm,d=40mm由公式所以选变通平键，铸铁键所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。八、减速器附件的选择1、通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用m181.52、油面指示器：选用油标尺，规格m163、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片m161.55、窥视孔及视孔盖选用板结构的视孔盖九、润滑与密封：1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：查课程设计p19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。2、滚动轴承的润滑采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用l-an15润滑油4、密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。设计小结：二、课程设计总结设计中运用了matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用msword来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件cad 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。虽然它可能不是良好、优秀，但是既然教学环节、课程设计目的已经达到，那么这次设计做的就是完全合格的。当然还受软件的熟悉，运用程度的影响，所有这些必须得参加实践，接触实际工程设计中才能提高。带轮，齿轮，轴，轴承这些关键的设计计算都达到合格，并且用机械设计手册2.0 软件版的验证了。 通过这次课程设计，感到机械设计综合了力学，公差，材料，制图等学科的知识，要好了这些功课，才能做好机械设计。参考资料：工程力学，机械设计基础，机械设计指导，互换性技术与测量，机械制图nw=60.0241r/minpw=3.08kw效率t=0.8762pd = 3.5150 ped=4kwi=15.9936i1=3i2=5.3312n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minp0=4kwp1=3.8kwp2=3.6491kwt0=39.7917nmt1=113.4063nmt2=589.5878nmka=1.1pc=4.4kwd1=100mmd2=355mm初定中心距a0=350mmlc=1461.3mmld=1600mm中心距a=420mmz=3根预紧力fq274.3nd1=28mmd2=45mmyl10yld10t1=113.4063nmm=2.5a=150mm =20度ft=5582.5nfr=2031.9nfh1=fh2=2791.2nmav=71.113nmmah=195.38nmma216.16nmme=457.15nmfr1=1015.9nlh=8760小时6207型bhl=1498009/20 11:46 102机体齿飞面孔双卧多轴组合机床及cad设计09/08 20:02 3kn微型装载机设计09/20 15:09 45t旋挖钻机变幅机构液压缸设计08/30 15:32 5吨卷扬机设计10/30 17:12 c620轴拨杆的工艺规程及钻2-16孔的钻床夹具设计09/21 13:39 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