一级圆柱直齿减速器课程设计422.2%1.5%280%140.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计422.2%1.5%280%140
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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422.2%1.5%280%140,减速器课程设计
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机械设计基础课程设计说明书 题目： 设计用于胶带运输机的机械传动装置 班 级： 姓 名 ： 学 号： 指导教师： 成 绩： 年 月 日 nts 目录 1. 设计任务书 .3 1.1 设计题目 .3 1.2 工作条件 .3 1.3 技术数据 .3 2. 传动装置总体设计 .3 2.1 电动机的选择 .3 2.2 分配传动比 .5 2.3 传动装置的运动和动力参数计算 .5 3. 传动零件的设计计算 .7 3.1 减速器以外的传动零件设计计算 .7 3.2 减速器以内的传动零件设计计算 .8 4. 轴的设计计算 .12 4.1 初步确定轴的直径 .12 4.2 轴的强度校核 .13 5. 滚动轴承的选择及其寿命验算 .17 5.1 低速轴轴承 .17 5.2 高速轴轴承 .17 6. 键联接的选择和验算 .18 6.1 减速器大齿轮与低速轴的键联接 .18 6.2 小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 .19 6.3 联轴器与减速器高速轴轴伸的联接 .19 7. 联轴器的选择 .19 8. 减速器的润滑及密封形式选择 .20 参考文献 .20 nts机械设计课程设计说明 3 姓名 学院 班级 学号： 1. 设计任务书 1.1设计题目 设计用于胶带运输机的机械传动装置。 1.2工作条件 工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产批量 8 2 清洁 平稳 小批 1.3技术数据 2. 传动装置总体设计 2.1电动机的选择 2.1.1选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷 式结构，电压 380V， Y 系列。 2.1.2选择电动机功率 1）传动滚筒所需有效功率： kWFvP w 24.31000 8.118001000 kWPw 24.3 2）传动装置总效率： 按 表 2-11-1(P90)确定各部分效率如下 : 弹性联轴器的效率 99.01 一对滚动轴承的效率 99.02 题号 滚筒圆周 力 F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm) ZDL-8 2200 1.5 280 500 nts机械设计课程设计说明 4 姓名 学院 班级 学号： 闭式齿轮传动的效率 97.03 （暂定精度为 8级） 开式滚子链传动的效率 92.04 一对滑动轴承的效率 97.05 传动滚筒的效率 96.06 传动装总效率 8063.096.097.092.097.099.099.0 26543221 8063.0 3）所需的电动机功率： kWPP wr 02.48063.0 24.3 kWPr 02.4 查表 2-18-1(P158),可选 Y系列三相异步电动机 Y132S-4 型，或选 Y系列三相异步电动机 Y132M2-6 型，额定功率均为 kWP 5.50 ，均满足 rPP 0 2.1.3确定电动机转速 1）传动滚筒轴工作 转速： m in6.11430.0 8.16060w r/D vn min/6.114 rn w 现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行比 较，查表 2-18-1(P158)得电动机数据 ,计算总传动比列于下表： 方案号 电动机 型号 额定功率 kW 同步转速 r/min 满载转速 r/min 电动机 质量 kg 总传动比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 12.57 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 8.38 比较两方案可见，方案 1选用的电动机虽然质量和价格较 低，但总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2。 电动机型号为 Y132M2-6，同步转速为 1000r/min。由表 2-18-1 (P158)和表 2-18-2(P158)查得主要性能技术数据和安装尺寸： 额定功率 P0/kW 5.5 满载转速 n0/(r/min) 960 堵载扭矩 /额定扭矩 2.0 电动机外伸轴直径 D/mm 38 电动机外伸轴长度 E/mm 80 电动机中心高 H/mm 132 nts机械设计课程设计说明 5 姓名 学院 班级 学号： 2.2分配传动比 总传动比： 38.86.1149600 wnni 据表 2-11-1(P90)取链传动比： 5.223i则齿轮传动的传动比： 3 5 2.35.2 38.82312 i ii2.3传动装置的运动和动力参数计算 2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电动机的主动轴： kWPP r 02.40 min/9600 rn mNnPT 99.39960 02.4955095500001轴：即减速器高速轴，与电动机轴采用联轴器链接，传 动比 101i，查表 2-11-1(P90)弹性联轴器的传动效率 99.01 ， 则： kWPP 98.399.002.40101 m in/9 6 00101 rinn mNnPT 59.39960 98.39 5 5 09 5 5 01112轴：即减速器低速轴，动力从 1轴 到 2轴经历了 1轴上的 一对滚动轴承和一对齿轮啮合，故发生两次功率损耗，计算效 率时都要计入，查表 2-11-1(P90)一对滚动轴承的传动效率利率 99.02 ，闭式齿轮传动的效率为 97.03 （暂定齿轮精度为 8 级），则： 96.097.099.012 nts机械设计课程设计说明 6 姓名 学院 班级 学号： kWPP 3 . 8 296.03 . 9 81212 m in/2 8 6 . 4 0352.3 9601212 rinn mNnPT 1 2 7 . 3 82 8 6 . 4 0283.955095502223轴：即传动滚筒轴，动力从 2轴到此轴经历了 2轴上的一 对滚动轴承和开式滚子链传动，故发生两次功率损耗，计算效 率时都要计入，查表 2-11-1(P90)一对滚动轴承的传动效率为 99.02 ，开式滚子链传动的效率为 92.03 ，则： 91.092.099.023 kWPP 48.391.03 .8 22323 m in/56.1412 . 52 8 6 . 4 02323 rinn mNnPT 2 9 0 . 1 01 1 4 . 5 63 . 4 8955095503332.3.2各轴运动及动力参数列表 轴序号 功率 P kW 转速 n r/min 转矩 T N.m 传动 形式 传动比 i 效率 0 4.02 960 39.99 联轴器 1 0.99 1 3.98 960 39.59 齿轮传动 3.352 0.97 2 3.82 286.40 127.38 链传动 2.5 0.92 3 3.48 114.56 290.10 nts机械设计课程设计说明 7 姓名 学院 班级 学号： 3. 传动零件的设计计算 3.1减速器以外的传动零件设计计算 3.1.1设计链传动 1）确定链轮齿数 : 由传动比取小链轮齿数 242291 iz ,因链轮齿数最好为 奇数， 251z ；大链轮齿数 60245.212 izz ,取 , 632 z 。 63,25 21 zz 实际传动比： 52.2256312 zzi52.2链i2）确定链条节距： 查表 10-16(教材 P166)得，工况系数 AK 1.4 小链轮齿数系数： 34.1192519z 08.108.11 zK 取单排链，由 表 10-17(教材 P166)取pK=1.0 由式pzAKK PKP 0，得 kWP .9 930.134.1 82.34.10 kWP .9930 因为 40.2862 n r/min，查图 10-23(教材 P164)，得选链号 No12A，节距 mmp 05.19 。 mmp 05.19 3)计算链长： 初选： mmpa 76205.1940400 链长： 节9.124)22563(76205.1922563402)2(2222120120zzapzzpaLpnts机械设计课程设计说明 8 姓名 学院 班级 学号： 取 节126pL节126pL4)验算链速： m / s273.21 0 0 060 05.1940.286251 0 0 060 21 pnzv smv /15 ，适合。 5）选择润滑方式： 按 smv /273.2 ,链号 12A，查图 10-26(教材 P167)选用滴 油润滑。 6）作用在轴上的力： 有效圆周力： Nv PF e 1681273.2 82.310001000 NFe 1681 作用在轴上的力： NFF eQ 2.2 0 1 71 6 8 12.12.1 NFQ 2.2017 7）链轮尺寸及结构： 分度圆直径 mmzpd 95.915125180s in5.019180s in 0101 mmd 95.91511 mmzpd 178.38263180s in5.019180s in 0202 mmd 178.3822 3.2减速器以内的传动零件设计计算 3.2.1设计齿轮传动 1）材料的选择： 小齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面硬度 220 250HBS， 大齿轮选用 45 钢，正火处理，齿面硬度 170 210HBS。 计算应力循环次数： 911 1076.2)2830010(19606060 hjLnN 8912 1023.8352.3 1076.2 iNN 查图 11-14(教材 P187)，（允许一定点蚀）取 93.01 NZ ， 01.12 NZ 。 nts机械设计课程设计说明 9 姓名 学院 班级 学号： 由图 11-15(教材 P187)，得 0.121 XX ZZ 。 取 0.1min HS ，由图 11-13(b)(教材 P186)，得 MPaH 5671lim , MPaH 5172lim 许用接触应力： MP aZZS XNHHH 3.5270.13.900.156711m i n1l i m1 MP aZZS XNHHH 17.5220.101.10.151722m i n2l i m2 因 12 HH ，故取 M P aHH 17.5222 MPaH 17.522 2）按齿面接触强度确定中心距： 小轮转矩 mmNT 395901 ， 初取 1.12 tt ZK ，取 4.0a， 由表 11-5(教材 P181)得： MP aZ E 8.189 由图 11-7(教材 P181)得： 5.2HZ 因为是减速传动， 352.3 iu ，由式 (11-17)(教材 P182) 计算中心距： mmZZZuKTuaHEHat4.10317.5228.1895.2352.34.02395901.1)1352.3(2)1(32321 查表 2-11-2(P90),在 R40系列中取中心距 mma 140 。 mma 140 估算模数： mmam 80.298.014002.0007.002.0007.0 取标准模数 mmm 2 mmm 2 确定齿数： 小齿轮齿数： 17.32)1352.3(2 1402)1(m a21 uz大齿轮齿数： 83.10717.32352.312 uzz nts机械设计课程设计说明 10 姓名 学院 班级 学号： 取 321z ， 1082 z 。 10832 21 zz ， 实际传动比： 3 75.3321 0812 zzi实375.3齿i传动比误差： %69.0%100352.3 |375.3352.3|%100 理实理iiii ， %5i ，在允许范围内。 齿轮分度圆直径： mmzmd n 6432211 mmzmd n 216108222 圆周速度： smndv /01.3106 960601060 4311 smv /01.3 由表 11-6(教材 P185),取齿轮精度为 8 级。 3） 验算齿面接触疲劳强度： 计算载荷系数： 按电机驱动 ,载荷稍有波动 ,由表 11-3(教材 P176),取： 25.1AK 计算 smvz /69.0100/3201.3100/1 ，由图 11-2(a)(教材 P177)，按 8级精度得： 11.1K 齿宽 mmaba 561404.0 。 由图 11-3(a)(教材 P177)，按 88.064/56/ 1 db ，考虑轴 的刚度较大和齿轮相对轴承为对称布置得： 04.1K 由表 11-4(教材 P178)，得： 2.1K 载荷系数： 73.12.104.111.125.1 KKKKK vA 73.1K nts机械设计课程设计说明 11 姓名 学院 班级 学号： 计 算齿面接触应力： 由图 11-4(教材 P178)，得 816.01 ， 832.02 ，所以： 648.121 由 0，查由图 11-6(教材 P180)得： 88.0Z 齿面接触应力： MP aMP auubdKTZZZHEHH17.5226.383352.31352.364563959073.1288.08.1895.2122211 MPaH 6.383 故在安全范围内。 4）校核齿根弯曲疲劳强度： 按 321z ， 1082 z 由图 11-10(教材 P183)得： 53.21 FaY， 20.22 FaY由图 11-11(教材 P184)得， 635.11 saY， .8012 saY由图 11-12(教材 P184)得， 70.0Y（ 648.1 ） 由图 11-16(b)(教材 P187)，得， 21lim /204 mmNF ， 22lim /213 mmNF 由图 11-17(教材 P188)，得， 0.11 NY， 0.12 NY由图 11-18(教材 P188)得 , 0.121 XX YY 取 0.2STY， 4.1min FY ，由式 (11-25)(教材 P188)计算许 用弯曲应力： MP aYYS Y XNFSTFF 2910.10.14.1 220411m i n1l i m1 MPaF 2911 MP aYYS Y XNFSTFF 3040.10.14.1 221322m i n2l i m2 MPaF 3042 nts机械设计课程设计说明 12 姓名 学院 班级 学号： MP aMP aYYYmbd KTFsaFaF2913.5570.0635.153.226456 3959073.122111111 MPaF 3.551 故安全。 M P aM P aYYYYFsaFSaFaFF3049.52635.153.280.120.23.55211a2212 MPaF 9.522 故安全。 5）齿轮主要几何参数： 321z ， 1082 z ， 352.3u ， mmm 2 mmmzd 6432211 mmmzd 216108222 mmmhddaa 6820.1264211 mmmhddaa 22020.12216222 mmmchddaf 592)25.00.1(264)(211 mmmchddaf 2112)25.00.1(2216)(222 mmdda 140216642121 21 齿宽 mmbb 562 ，取 mmbb 6410521 4. 轴的设计计算 4.1初步确定轴的直径 4.1.1高速轴及联轴器的设计 1）初步选定减速器高速轴外伸段轴径： 根据所选电机 mmDd 38电机，则 mmdd 384.30380.18.00.18.0 电机 2）选择联轴器： nts机械设计课程设计说明 13 姓名 学院 班级 学号： 联轴器所传递的 标称扭矩： mNnPT 0.40960 02.49550955000根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器 (GB/T50 14-2003)查表 16-1(教材 P268)，取工作情况系数 5.1AK 计算转矩 mNTKT Ac 0.600.405.1 由表 2-14-1(P114)可查得 LH2号联轴器就可以满足转矩要 求（ mNTmNTcn 0.60315）。但其轴孔直径（ mmd 3520 ） 不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3号 联轴器（ mNTmNTcn 0.60630, m in/960m in/5000 rnrn ） 3)最后确定减速器高速轴外伸直径为 mmd 32 。 mmd 32 4.1.2 低速轴的设计计算 1） 选择轴的材料 选择材料为 45 号钢，调质处理。 2）按转矩初步计算轴伸直径 mmnPAd ）（）（ .937.12640.286 82.3160110 33220 取 mmd 350 mmd 350 mmd 45381 取 mmd 401 (按标准密封圈尺寸取值 ) mmd 401 12 dd ,根据轴承取标准值，取 mmd 452 mmd 452 查表 2-13-1(P106)，选 6209型号的深沟球轴承。轴承 型号为 6209 GB/T276-1994 4.2轴的强度校核 4.2.1计算大齿轮上的作用力 转矩 mmNT 127380 圆周力 NdTF t 117921612738022 NFt 1179nts机械设计课程设计说明 14 姓名 学院 班级 学号： 径向力 NFFtr 4290c o s 20t a n1179c o st a n NFr 429 轴向力 NFFta 00t a n1179t a n NFa 04.2.2绘轴的受力简图，求支座反力 1） 垂直面支座反力 mmLL 5.5332 mmLL 5.5332 据 0 BM ，得 0)( 332 LFLLR tAy N5.589211792323 ttAy FLL LFRN5.589AyR据 0Y ，得 N5.589211792323 ttAy FLL LFRN5.589AyR2）水平面支座反力 mmL 5.851 mmL 5.851 nts机械设计课程设计说明 15 姓名 学院 班级 学号： 据 0B M ，得 0)(2)( 321332 LLLFLFdFLLR QraAz NLLLLLFLFR QrAz6.38435.535.535.85.553.5532.201753.5429)(233213）（NR Az 6.3843 据 0Z ，得 NRFFR AzQrBz 4.13976.38432 0 1 7 .2429 NR Bz 4.1397 受力简图如图（ b） 4.2.3作弯矩图 1） 垂直面弯矩 MY图 A点 mmNM Ay 0 mmNM Ay 0 C点 mmNLRM AyCy 53 10531.0.5535.589 mmNM Cy510531.0垂直面弯矩图如图（ c） 2）水平面弯矩 MZ图 A点 mmNLFM QAz 51 10725.15.852.2017 mmNM Az 510725.1C点 mmNLRLLFM AzQCz522110748.05.536.3 8 4 35.535.852.2 0 1 7 mmNM Cz 510748.0 水平面弯矩图如图（ d） 3）合成弯矩图 A点 mmNMM AzAyA 522 10725.1 mmNM A 510725.1C点 mmNMMM zy 52C2CC 10812.0， mmNM5C10812.0nts机械设计课程设计说明 16 姓名 学院 班级 学号： 合成弯矩图如图（ e） 4.2.4作转矩图 mmNdFT t 3 9 5 9 02 mmNT 39590 转矩图如图（ f） 4.2.5作当量弯矩图 该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑 ，取 6.0 当量弯矩 22 )( TMM D点 mmNTTMM DD52210238.0395906.0)( mmNM D510238.0 A点 mmNTMM AA52252210. 7 4 11)395906.0()10. 7 2 51()( mmNM A510.7411C点左 mmNTMM CC52252210846.0)3 9 5 9 06.0()102. 8 10()( mmNM C510.8460C点右 mmNTMM CC 52522 10. 8 1 20)10812.0()( mmNM C510.8120当量弯矩图如图（ g） 4.2.6校核轴的强度 由以上分析可见， A点弯矩值最大， C 点有键槽，而 D点轴 径最小，所以该轴危险断面是 A点、 C点和 D点所在剖面。 查表 13-1(教材 P218)得 MPab 650查表 13-2(教材 P224)得 MPab 60 1 。 A点轴径 mmMd bAA 7.30601.0 10417.11.0 3531该值小于原设计该点处轴的直径 45mm,安全。 C点轴径 nts机械设计课程设计说明 17 姓名 学院 班级 学号： mmMd bCC 2.24601.0 10. 8 4 601.0 3531 考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大 5%。 mmd C .425)05.01(2.24 。 该值小于原设计该点处轴的直径 48mm,安全。 D点轴径 mmMd bDD 8.15601.0238001.0 33 1 考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大 5%。 mmd D .616)05.01(.815 。 该值小于原设计该点处轴的直径 35mm,安全。 5. 滚动轴承的选择及其寿命验算 5.1低速轴轴承 1）选定轴承类型及初定型号 深沟球轴承（ GB/T276-1994），型 号 6209： 查表得 kNC 5.24 ， kNC r 5.17 。 2）计算径向支反力 NRRR AZAY 38896.38435.589 22221 NR 38891 NRRR BZBY 15174.13975.589 22222 NR 15172 取 NRP 38891 3）校核轴承寿命 hhPfCfnL pth100001455038892.1245001.428660106010 3636 hLh 14550 故满足轴承的寿命要求。 5.2高速轴轴承 1）选定轴承类型及初定型号 nts机械设计课程设计说明 18 姓名 学院 班级 学号： 深沟球轴承（ GB/T276-1994），型号 6208： 查表得 kNC 8.22 ， kNCr 8.15 2） 计算径向支反力 NFRR tByAy 5.58911792121 NFRR rBzAz 5.2144292121 NRRR AZAY 6275.2145.589 22221 NR 6271 NRRR BZBY 6275.2145.589 22222 NR 6272 取 NP 627 NP 627 3）校核轴承寿命 hhPfCfnL pth1 0 0 0 04 8 3 0 9 96272.12 2 8 0 0196060106010 3636 hLh 483099 故满足轴承的寿命要求。 6. 键联接的选择和验算 6.1减速器大齿轮与低速轴的键联接 1）键的材料、类型 键的材料选用 45钢，选用 A型普通平键。 2）确定键的尺寸 根据轴径 mmd 48 ，齿轮轮毂长 mmb 56 ，查表 2-12-11 (P103)确定键的尺寸为： mmLmmhmmb 45,9,14 3）验算键的挤压强度 键和轴的材料为钢，轮毂材料为 45钢，所以按钢校核键连 接的挤压强度。查表 9-7(教材 P135)，得许用挤压应力 MPap 100 键的计算长度 mmbLl 311445 ，由下式得 MP aMP adhl T pp 1003831948 12738044 该键安全。所以选键 14 45 GB/T1096-1990。 nts机械设计课程设计说明 19 姓名 学院 班级 学号： 6.2小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 1）键的材料、类型 键的材料选用 45钢，选用 A型普通平键。 2）确定键的尺寸 根据轴径 mmd 35 ，链轮轮毂长 mmb 54 ，查表 2-12-11 (P103)确定键的尺寸为： mmLmmhmmb 45,8,10 3）验算键的挤压强度 键和轴的材料为钢，轮毂材料为 45钢，所以按钢校核键连 接的挤压强度。查表 9-7(教材 P135)，得许用挤压应力 MPap 100 键的计算长度 mmbLl 351045 ，由下式得 MP aMP adhl T pp 1005235835 12738044 该键
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