一级圆柱直齿减速器课程设计382.1%1.6%400%187.5.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计382.1%1.6%400%187.5
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计382.1%1.6%400%187.5,减速器课程设计
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1 机械设计基础课程设计说明书 目录 机械课程设计任务书 2 一、 电动机的选择 4 二、 计算传动装置的总传动比 6 三、 计算传动装置的运动参数和动力参数 7 四、 带传动设计 8 五、 齿轮传动设计 12 六、 轴的设计 16 七、 键的设计与校核 24 八、 轴承的选择与校核 26 九、 联轴器的选择 28 十、 减速器的箱体设计 29 十一、 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择 31 十二、 参考资料 31 nts 2 机械零件课程设计任务书 设计题目 ：带式传动机装置的一级圆柱齿轮减速器。 运动简图 : 工作条件：传动不逆转 ， 载荷平稳，启动载荷为名义载荷的 1.25倍，每天工作 24小时，使用年限 5 年，输送带允许误差为 5 . nts 3 原始数据： 已知条件 数据 传送带工作拉力 F KN 2.1 传送带工作速度 v (m s) 1.6 滚筒直径 D mm 400 每日工作时数 T/h 24 传动工作年限 /a 5 设计工作量：设计说明书一份； 减速器装配图一张； 零件工作图 1-3 张 。 nts 4 一、电动机的选择 设计项目 计算及说明 主要结果 （ 1）选电动机类型 按已知工作要求和条件，选用 Y 型全封闭型笼型三相异步电机 （ 2）选择电动机功率 工作机所需的电动机输出功率为： 错误 !未找到引用源。 错误 !未找到引用源。 所以 错误 !未找到引用源。 由电动机至工 作机之间的总效率 (包括工作机效率 )为： 543221 w之中5432;1 , 错误 !未找到引用源。 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。 96.0;993.0;97.0;99.0;96.0 54321 所以 =3.86kw 卷筒轴的工作转速为： =76.43r/min 按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动的传动比 错误 !未找到引用源。 , 单级齿轮传动比 错误 !未Pd=3.86kw nw=76.43r/min nts 5 （ 3）确定电动机的转速 找到引用源。 ，则合理总传动比的范围 错误 !未找到引用源。 ，故电动机转速的可选范围为 : m in/6.152858.45843.76)206( rnin wd 错误 !未找到引用源。 符合这一范围的同步转速有750r/min、 1000r/min、 1500r/min 三种 错误 !未找到引用源。 。 再根据计算出的容量，由附录 8 附表 8.1查出有三种适合的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。 方案 电动机型号 额定功率 电动机转速 /错误 !未找到引用源。 传动装置的总传动比 同 步 转速 满载转速 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.56 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 18.84 3 Y160M2-8 5.5 750 720 9.42 选择 Y132M2-6电动机 nts 6 二、计算总传动比和分配传动比 设计项目 计算及说明 主要结果 （ 1）计算总传动比错误 !未找到引用源。 由选定电动机的满载转速mn和工作机主动轴的转速wn可得传动装置的总传动比为： 56.12m in/43.76 m in/960 rrnniwm对于一级传动有： 21 iii 把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取： 31i 42i 12i 31i 42i nts 7 三、计算传动装置的运动和动力差数 设计项目 计算及说明 主要结果 （ 1）各轴的转速 由式（ 2.8）式 (2.10)得出： m in/320396011rinn m m in/804320212 rinn min/802 rnn w min/3201 rn min/802 rn min/80 rnw （ 2）各轴的输入功率 由式（ 2.11 2.13）得出： kwppkwppkwppwd96.045.345.397.096.071.371.396.086.3432121211 kwp 71.31 kwp 45.32 kwpw 29.3 （ 3）各轴的转矩 mNnpTmdd 4.38960 86.395509550mNnpTmNnpTmNnpTwww 7.3928029.3955095508.4118045.3955095507.11032071.395509550222111mNTd 4.38mNT 7.1101mNT 8.4112mNT w 7.392运动和动力参数的计算结果列与下表： 轴 参数 电动机轴 1 轴 2 轴 滚筒轴 功率 p/kw 3.86 3.71 3.45 3.29 转速 n/r/min 960 320 80 80 转矩 T/N.m 38.4 110.7 411.8 392.7 传动比 i 3 4 1 效率 0.96 0.97 0.99 nts 8 四、带传动设计 设计项目 计算过程及计算说明 主要结果 （ 1）确定计算功率 查参考资料 错误 !未找到引用源。 ，查表8.21有 3.1Ak 则 kwPKP AC 02.586.33.1 CP 5.02kw (2)选择 V带的型号 根据使用要求，选择普通 B 型 V 带 普通 B 型 V 带 (3) 确定带轮基准值 根据表 8.6和图 8.12选取 mmdd 1401 ， 且 取 mmdmmddd 1 2 51 4 0 m i n1 所以大带轮 mmdnnd dd 42014032096012 21 按表 8.3取大带轮的标准值 mmdd 4252 则实际传动比 04.3140425121 ddddi 所以 13.42 i m in/8.31504.396012rinn n 从动轮与转速相对误差为： %5%3.1320 3208.315 在允许范围内。 mmd d 1401 mmd d 4252 2n min/8.315 r （ 4）验算带速 smndv d /03.7100060 11 smv /03.7 nts 9 （ 5）初定中心距 a和基准带长 错误 !未找到引用源。 初定中心距为 a=750mm 7504)140425()140425(214.375024)()(22221221addddal ddddd=2414.13mm 取标准值为 mmld 2500得实际中心距 a 为： mmLLaa dd 94.792)2 13.24142500750(2 00 中心距 a 的变动范围为： mmLaa d 44.755015.0m in mmLaa d 94.867250003.094.79203.0max mmld 2500 mma 94.792 mma 44.755min mma 94.867max （ 6）校验小带轮包角 错误 !未找到引用源。 12041.1593.57180 121 a dda dd 1a 41.159 nts 10 （ 7）确定V 带根数 Z 由式lac kKpp pz )(0 得 根据 320,14011 nd d查表 8.10用内插法得：kwp 65.10 ib knkp 1110由表 8.18查得 310649.2 bk根据传动比 04.3i 表 8.19 错误 !未找到引用源。 3101373.1 ikkwkwp 31.01373.1 1196010649.2 30 由表 8.4查得 带长度修正系数 03.1lk由图 8.11 查得包角系数 97.0ak得 普通带根数 31.065.1 02.5 z圆整得 Z=3根 kwp 65.10 310649.2 bk 3101373.1 ik 0p kw31.0 03.1lk 97.0ak Z=3 （ 8）单根V 带的初拉力 错误 !未找到引用源。 由参考资料 1 表 8.6得 q=0.1kg/m NqvzvpF c12.19603.717.0)197.05.2(03.73202.51000)197.05.2(2100022oNFQ 12.196 （ 9）带轮轴上的压边力 错误 !未找到引NazFFQ79.1157241.159s in312.19622s in210 NFQ 79.1157 nts 11 用源。 （ 10）设计结果 选用 3 根 A-4000GB/T 11544_1997V 带 ; 带基准长度 2500mm；轴上压 力 N79.1157为QF； mmdmmddd 4 2 5;1 4 0 21 3 根A-4000GB/T 11544_1997V带 综上结果各参数列表如下： 参数 电动机轴 1 轴 2 轴 滚筒轴 功率 p/kw 3.86 3.71 3.45 3.29 转速n/r/min 960 320 80 80 转矩 T/N.m 38.4 110.7 411.8 392.7 传动比 i 3 4 1 效率 0.96 0.97 0.99 nts 12 五、齿轮设计 设计项目 计算过程及计算说明 主要结果 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用 45钢调质 ，硬度为 220 250HBS,大齿轮选用 45钢正火 。硬度为 170 210，选齿轮精度等级为 9 级，要求粗糙度 错误 !未找到引用源。 。 （）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（ 10.21）： 3 21 )17.3()1( H Ed zuukTd 确定相关参数： 1 转矩 错误 ! 未 找 到 引 用 源 。 ：161 1055.9 npT mN .1011.132071.31055.956 2 载荷系数 K：查表 10.10取 K=1.1 3 齿数 错误 !未找到引用源。 和齿宽系数 错误 !未找到引用源。 ： 小齿轮的齿数 错误 !未找到引用源。 取25，则大齿轮的齿数 错误 !未找到引用源。 mNT.1011.1 51 K=1.1 1002521 zz u 4 nts 13 实际齿数比为 42510012 zzu错误 !未找到引用源。 齿数比的误差为 错误 !未找到引用源。 因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表 10.20 选取 错误 !未找到引用源。 . 4 许用接触应力 错误 !未找到引用源。 ： 由图 10.24 查得 mpampahh 580450limlim 由表 10.10查得 错误 !未找到引用源。 81 1098.5 24552513206060 hn jLN 812 1051.1 inN 查图 10.27得 错误 !未找到引用源。 Mp asznh linnH 513145014.111 1 Mp asznh linnH 2.661158014.122 1 5 确定模数： mmuukTdHd74.63513x41)14(106)1(43.76325321错误 !未找到引用源。 mpampahh 580450limlim 1N81098.5 错误 !未找到引用源。 d mm74.63 mmm 3 a=187.5 nts 14 mmzdm 55.225 74.631 由表 10.3 取标准模数 错误 !未找到引用源。 （ 3）主要尺 寸 计算： mmzmd 7525x311 mmzmd 300100x322 mmdb d 757511 综合选择取 mmb 751 mmb 802 mmd 751 2d mm300 mmb 751 mmb 802 （ 5）按齿根 弯曲疲劳强度校核 由式（ 10.24）得 出，如 错误 !未找到引用源。 则校核合格。 确定有关参数与系数： （ 1） 齿形系数 1FY 查表（ 10.13）得 18.265.221 FFYY 查表 10.14得80.159.121 SSYY 由图 10.25查得 mpampaFlinFlin 19021021 由表 10.10查得 由图 10.26查得 错误 !未找到引用源。 1 由式（ 10.14）可得： 18.265.221 FFYY 80.159.121 SSYY mpampaFlinFlin 19021021 nts 15 （ 6） 验算齿轮的圆周速度 M PasYFnF liNF 162111 M P asYFF liNF 146222 故 1111211 612 FSFF Mp aYYzbm KT 2112212 78.56 FSFSFFF mp aYY YY 齿根弯曲强度校核合格。 由表 10.22可知，选 8 级精度是合适的。 齿轮的齿顶圆直径为 mmhdd aa 306312300222 mmhdd aa 81211 由于 200mm错误 !未找到引用源。 所以采用腹板式结构 。 smndV /256.160000 3207514.3100060 11 由表 11.21 可知，选 9 级精度是合适的。 1FMPa162 2FMPa146 1F Mpa61 2Fmpa78.56 2ad mm3061ad mm81 nts 16 六轴的设计 高速轴设计 设计项目 计算及说明 主要结果 （ 1）选择轴的材料，确定许用应力。 (2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径） （ 3）设计轴的结构并绘制草由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选 45 钢并经调质处理。由 表 14.2 查得强度极限 B= 637MPa。由表 14.2得 MPab 601 . 根据表 14.1得 C=118107。又由式（ 14.2）得 d C3 np=（ 118107）3 32071.3=26.7124.22 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽 存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,，取为， 28.0524.94mm。由设计手册取标准直径 d1=30mm 由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。 要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。 d1=30mm nts 17 图 4 确定轴上零件的位置和固定方式 5 确定各轴段的直径 轴段（外伸端）直径最小， d1=30mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满 足轴承内径的标准，因 为齿轮为直 齿，所以选角接触轴承，查参考资料 2 第 87 页附表 7.2 选 6008 型深沟型轴承。故取轴段直径为 d2=40mm;用相同 方 法 确 定 轴 段 的 直 径d3=47mm;d4=53mm;为了便于拆卸左轴承，可查出 6008 型深沟型轴承的安装高度为 2.5mm。 齿轮轮毂宽度为 80mm。齿轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为 173mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为 15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm） ,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为 5mm。 d2=40 d3=47 d4=53 d5=40 nts 18 低速轴设计 （ 1）选择轴的材料，确定许用应力。 (2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径） （ 3）设计轴的结构并绘制草图 4 确定轴由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选 45 钢并经调质处理。由参 考资料 1 第 273 页表14.4查得强度极限 B= 637MPa。由表 16.3得 6.16=58.7Mpa. 根据表 16.2 得 C=118107。又由式（ 16.2 ）得 d C3 np= （ 118107 ）3 8045.3=41.3837.52 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大 3%5%,，取为， 43.4538.65mm。由设计手册取标准直径 d1=48mm 由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱 体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。 要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考 资料 ，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮d1=48mm d2=55mm d3=60mm d4=69mm d5=60mm nts 19 上零件的位置和固定方式 5 确定各轴段的直径 6 确定各轴段的长度 的周向定位采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。 如图 1：轴段（外伸端）直径最小，d1=48mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺 利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿 轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料选7011AC 型角接触轴承。故取轴段直径为 d2=55mm;用相同方法确定轴段 的直径 d3=60mm;d4=69mm;为了便于拆卸左轴承，可查出 7011AC 型角接触的安装高度为 2.5mm，取 d5=60mm. 齿轮轮毂宽度为 75mm。轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为 65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为 15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm） ,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度取为 20mm，轴L=132mm L1=92mm L2=84mm Ft2=4612.5N nts 20 7 选定轴的结构细节 (4)按弯扭合成强度校核轴直径 承支点距离 L=132mm;根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取L1=92mm; 查阅有关的联轴器手册；L2=84mm;在轴段，上分别加工出键槽，使两键槽处于同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约 510mm,查参 考 资 料 有 轴 段 上 的 键 槽 键 宽b=14mm,键高 h=9mm，键长 L=36160mm轴段 上的键槽键宽 b=18mm, 键高h=11mm，键长 L=50200mm。 圆角 r=2。轴环宽 b=1.4， h=1.42.5=3.5mm.按计算结果画出轴的结构草图见（图 1a） . 查参考资料 1 第 199 页公式（ 10.34）有： Ft2=112dT = 48 7.1102 =4612.5N Fr2= Ft2costann=1739.7N Fa2= Ft2tan14 =472.5N Fr2=1739.7N Fa2=472.5N FHA=2306.25N MHI=152212.5N.mm MHII=74953.125N.mm nts 21 画出轴的受力图（见图1b） 。 作水平面的弯矩图（见图图1c） 。支点反力为： 作垂直内的弯矩图 d，支点反力为： FHA=FHB=22tF=2306.25N I-I 截面的弯矩为： MHI=2306.252132=152212.5N.mm II-II截面处的弯矩为： MHII=2306.25 32.5=74953.125N.mm FVA=22tFldFa2 22=21739.71322 555.472 =771.41N FVB=Fr2 FVA=968.29N I-I 截面左侧弯矩为： MVI 左 = FVA2l=50913.06N.mm I-I 截面右侧弯矩为： MVI 右 =FVB2l=63907.14N.mm II-II截面处的弯矩为： MVII= FVB 32.5=31469.425N.mm M=22 VMMH I-I 截面 : MI 左 = 22 左VIHI MM =160501.67 N.mm MI 右 = 22 右VIHI MM =165084.12N.mm II-II截面 : MII= 22 VIIHII MM =293141.32 N.mm T=9.55 106 np =9.555.31973.6=20116.28 FVA=771.41N MVI 左=50913.06N.mm MVI 右=63907.14N.mm MVII=31469.425 N.mm MI 左=160501.67N.mm MI 右=165084.12N.mm MII=293141.32 N.mm nts 22 作合成弯矩图 e 作转矩图 f: 求当量转矩 确定危险截面及校核强度 (5)修改轴的结构 N.mm 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数 为 0.6。 I-I 截面 : MeI= 22 ）（右 TM I =530201.14 N.mm II-II截面 : MEII= 2)(2 TMII =293141.34 N.mm 由图 1 可以看出，截面 I-I, II-II 所受转矩相同，但弯矩 MeI MEII， 且轴上还有键槽，故截面 I-I 可能为危险截面。但由于轴径 d3 d2,故也应对截面 II-II 进行校核。 I-I 截面 : eI=WMeI=31.86Mpa II-II截面 : eII=WMeII=23.45 Mpa 查表 14.2 得 -1b=65Mpa,满足 e -1b的条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。 因所设计轴的强度 裕度不大，此轴不必再作修改。 T=20116.28 N.mm MeI=530201.14 N.mm MEII=293141.34N.mm eI=31.86Mpa eII=23.45 Mpa nts 23 七、键的校核 设计项目 计算及说明 主要结果 （ 1）齿轮处的键 低速轴 1 选择键的型号 A 型 2 确定键的基本尺寸 轴径 d=60mm 由表 14.8 查得 : b=18mm h=11mm、 L=50200mm 由表 14.9 查 得 许 用 应 力 : jy=150MPa jy=dhlT4 jy =321160 8.4114 jy =78MPa jy （ 满足） 3 写出键的型号： A18 50 GB/1096-2003 d=60mm jy =78MPa 低速轴 A18 50 GB/1096-2003 （ 2）联轴器处的键 1 选择键的型号 C 型 2 确定键的基本尺寸 轴径 d=48mm 由表 14.8 查得 : b=14mm h=9mm、 L=36160mm nts 24 由表 8.2 查 得 许 用 应 力 : jy=150MPa jy=dhlT4000 jy =29948 8.4114000 jy =131.48MPa jy （ 满足） 3 写出键的型号： C14 29 GB/T1096-2003 jy =131.48MPa C14 70 GB/T1096-2003 （ 3）带轮处的键 1 选择键的型号 C 型 2 确定键的基本尺寸 轴径 d=30mm 由参考资料 1 第 121 页表 8.1查得 : b=10mm h=8mm、 L=22110mm 由表 8.2 查 得 许 用 应 力 : jy=150MPa jy=dhlT4000 jy =55830 75.1984000 jy =60MPa jy （ 满足） 3 写出键的型号： C8 70 GB/T1096-2003 C8 70 GB/T1096-2003 nts 25 八、滚动轴承的校核 设计项目 计算及说明 主要结果
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