一级圆柱直齿减速器课程设计462.3%1.7%420.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计462.3%1.7%420
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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462.3%1.7%420,减速器课程设计
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1 XXXX 学院 课程设计说明书 专业 级 班 题 目 减速器设计 姓 名 指导教师 职称 职称 nts 2 课 程 设 计 评 语 ： 课 程 设 计 答 辩 负 责 人 签 字 年 月 日 nts 3 目 录 一、设计任务 4 1、 原始数据 4 2、 工作条件 4 3、 传动方案 4 二、总体设计 5 1、 传动方案 5 2、 选择电机的类型 5 3、 确定电动机转速 5 4、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 6 5、 减速器各轴转速、功率、转距的计算 6 6、 V 带的设计 7 7、 齿轮传动的设计 8 8、 齿轮的结构设计 11 9、 高速级齿轮传动的几何尺寸 12 10、 箱体及附件设计 12 11、 轴的结构设计 13 12、 平键联接的选用和计算 16 13、 轴的校核 17 14、 安全系数法校核轴的疲劳强度 21 15、 滚动轴承寿命计算 22 16、 润滑设计 24 三 、设计 心得与体会 25 四、参考文献 25nts 4 一、 设计任务 设计一带式运输机构传动装置 1、 原始数据 运输带拉力 F（ KN） 2.3 运输带工作速度 V（ m/s） 1.7 卷筒直径 D（ mm） 420 2、 工作条件 运输机连续工作 ， 单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限 4 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为 5%。 3、 传动方案 附图 nts 5 计算及说明 备 注 二、 总体设计 1、 传动方案：已经给出，如第 4 页附图 2、 选择电机的类型： Y 系列三相异步电动机 选择电动机的容量 awd PP KWKWKWFVPw 91.31000 107.13.210003 = 543321 a式中 1、 2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动联轴器和卷筒的传动效率。 取 1=0.96， 2=0.98（滚子轴承） 3=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率） 4=0.99（ 齿轮联轴器 ） 5=0.97 则543321 a=0.96 0.983 0.97 0.99 0.97=0.84 KWPPawd 65.484.0 91.3 =3、 确定电动机转速 卷筒工作速度为 m in/34.77420 7.1100060100060 rD Vn = =按高等教育出版社出版的机械设计课程设计指导书第 7 页表 1，常见机械传动的主要性能推荐的传动比合理范围，取 V 带传动比合理范围为i 0=2 4， 一 级圆柱齿轮减速器传动比 i =3 6，则总传动比合理范围i a=6 24，故电动机转速的 可选范围为： nd=i an=(6 24)77.34=464.0 1856.16 r/min 符合这一范围的同步转速有 750， 1000和 1500转。 根据容量和转速，由机械 设计出版社出版的机械设计手册一卷（ 2）（查出 Y132M1-6满足要求）综合考虑电机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动减速器的传动比选择电机型号为 Y132M1-6 ，其主要参数如下 （第 6页） ：表 1 Pw=3.91KW a=0.84 Pd=4.65KW n=77.34r/min nts 6 计算及说明 备 注 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比 ： 4.1234.779 6 0 = nni ma分配传动装置传动比 ： i a= i 0 i i 0, i 分别 为带传动和减速器的传动比 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i 0=3(实际传动比要在设计V 带轮传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算 )，则减速器的传动比为： 13.4334.120 = iii a5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 （ 1）各轴转速 高速轴： m in/320396001 rinn m =1n =320r/min 低速轴： m in/8.7734.129 6 02 rinn am =2n =77.8 r/min （ 2）各轴输入功率： 高速轴： P1=Pd 01=3.930.96=3.77KW 低速轴： P2= Pd 12=Pd 1 2 3 4=3.930.980.970.960.99=3.55KW 卷筒轴： P3= P2 2 4=3.550.980.99=3.81 KW （ 3）各轴转矩计算 高速轴转矩： T1=9550103P1/n1=112511 N mm 低速轴转矩： T2=9550103P2/n2=533721 N mm 卷筒轴输入转 矩： T3= T2 2 4=530000.980.99=517816 N mm （ 4） 各轴的运动参数如下表：表 2 轴名称 功率 (KW) 转速 (r/min) 转矩 (N mm) 高速轴 3.77 320 112511 低速轴 3.55 64 533721 卷筒轴 3.81 63.7 517816 电动机额定功率 P 4KW 电动机满载转速 n 960r/min 电动机轴伸出端直径 38mm 电动机伸出端安装长度 80mm Y132M1-6 三相异步电动机P=4KW nm=960r/min i a=12.4 i 0=3 i =4.13 1n =320r/min 2n =77.8r/min P1=3.77KW P2=3.55 KW P3=3.81 KW T1=112511 N mm T2=53721 N mm T3=517846 N mm nts 7 计算及说明 备 注 6、 V 带的设计 确定设计功率 Pd 由机械出版 社出版的机械零件设计手册查得电机效率 =84% 由西北工业大学出版社出版的机械设计教程 （后面称书 1） 表 6-6查得工况系数 ： KA=1.0 Pd=KAP=1.0 4 84%=3.36KW 选定带的型号 根据 Pd=3.36KW n=960 r/min 由 书 1中图 6-10 确定带为 A 型 V 带 传动比 取 i= 3209601 nn m=3 小轮基准直径 参照书 1中表 6-7 和图 6-10 取 dd 1=100mm 大轮基准直径 dd 2=i dd 2(1 )=100 3 0.99=297mm 由书 1中表 6-8 取 dd 2=320mm 带速 smnddV /67.160000 320100100060 11 初定间距 按要求取 a0=500mm 所需带的基准长度Ld0= mmadddddddda 66.16744)()(22 0212210 由书 1中表 6-2 选取带的基准长度为 取 Ld=1600mm 实际间距 mmLdLdaa 67.4622 66.167416005002 10 小带轮包角 01201 3.571 8 0 a dddd153.3701200 合适 单根 V 带的基本额定功率 根据 dd 1=100mm 和 nm=960r/min，由书 1中表 6-4（ C）查得 A 型 V带 P1=0.97KW 单根 V 带的基本额定功率的增量 由书 1中表 6-4（ C）查得 ： P=0.11KW 11 V 带 根数 ld kkpp pz21 由书 1中表 6-9 查得： k=0.92（运用插值法） 由书 1中表 6-9 查得： kl=0.93 =84% Pd=3.36KW i=3 dd 1=100mm dd 2=320mm V=1.67m/s a=462.67mm 1 =153.370 P1=0.97KW nts 8 计算及说明 备 注 636.392.093.0)97.011.0( 36.3 z 取 4 根 12 单根 V 带的预拉力： 20 )15.2(500 mvzvpkF d 由书 1中表 6-3 查得： m=0.10kg/m NF 65.143024.510.0024.54 36.3)193.0 5.2(500 20 13 计算对轴的压力 knzFF r 118.1s in65.14342s in2 2 37.1 5 320 01 7、齿轮传动的设计 （ 1）选择材料 小齿轮 选择 40Cr 调质 HBS1=241 286 大齿轮选择 45 钢调质 HBS2=217 255 此时两轮最小硬度差为 241 217=24 比希望值小些 ，可初步计算 （ 2）计算当量齿数，查齿形系数 现为软齿轮面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜。 初选 z1=24 z2=iz1=5.02 24=120 圆整：取 z2=120 则齿数比（即实际传动比）为 00.5241 2 012 zzu 与原要求仅差 %39.0%10002.5)00.502.5( 故可以满足要求。 （ 3）选择齿宽系数 由于减速器为闭式齿轮传动，故齿宽系数不宜过大。 参考书 1中表 8-5 选取 齿宽系数 d=1.0 （ 4）选择载荷系数 原动机为平稳工作的电动机，而工作机为冲击不大的转筒，参考书1中表 8-3 得： K 为 1.0 1.2 取 K=1.0 （ 5）计算 小齿轮轴上的扭矩 T1 T1=112511 N mm （ 6） 按齿面接触疲劳强度设计 按说明， 对于 直 齿圆柱齿轮，应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准对 45 钢，取 HBS2=230，由书 1中表 8-7 取较低极限应力值 M P aH linH lin 53921 ，又由表 8-6 取安全系数 SH=1.0，计算接触疲劳的寿命系数6 0NNK HN nts 9 计算及说明 备 注 N=60ntn=6032043008=1.8432 108 N0=30 (HBS)2.4=1.397107 因为 NN0， 所以 KHN=1 许用接触应力 M P aSK H HHNH 539l i m 根据书 1中 8-8式 说明，得 区域系数 zH=2.5 弹性影响系数 zE=189.8 MPa 小齿轮 分度圆 直径： mmzzuuFTdHEHd11.615398.1895.25150.11 1 2 5 1 10.12)(1232321111 计算法面模数 mn mmzdm n 55.224 11.6111 （ 7） 按齿根弯曲疲劳强度设计 由书 1中表 8-8，查得齿 型系数 YFa1=2.67 YFa2=2.167 由于表中没有 z=120 的齿形 ，故用线性插值法得弯曲疲劳强度极限应力分别为： M P aM P aFF192)120230(1202101551851555.244)200260(1203532182782182l i m1l i m . 由 书 1表 8-6 可得安全系数 S F =1.3 计算弯曲疲劳寿命系数 9 6104 NK FN 因为 N=1.8432108 4106 取 KFN =1 许用应力 M PaSK FFFNF 1.1883.15.2441l i m1 nts 10 计算及说明 备 注 M PaSK FFFNF 1483.11922l i m2 比较 0 1 4 1 9 5.00 1 4 6 4.0148167.20 1 4 1 9 5.018867.22211FFaFFaYY 因为参数 22FFaY较大 ， 代入公式 按公式计算齿轮所需的法面模数 8461.1240.1 01464.01125111.122 3 23 2221 1 FFad YzKTm （ 8）决定模数值 对比两次求出的结果，按接触强度所需的模数较大，这说明当两齿轮均为软面材料时，齿轮易于发生点蚀破坏，即以 m 2.55 为准，根据标准模数表，选 取 nm=2.5 （ 9） 计算齿轮的几何尺寸 d1=z1m=24 2.5=60 mm d2=z2m=124 2.5=310 mm da1= d1+2m =60+2.52=65 mm da2= d2+2m =310+2.52=315 mm b2= 1d1=1 60=60 mm b1= b2+(5 10)=65 mm （ 10）计算节圆速度 V= smnd /0048.16 0 0 0 0 3206014.36 0 0 0 0 11 （ 11）计算齿面上的载荷 KNtgtgFtgFFKNd TFttrt36.12075.375.36 0 0 0 01 1 2 5 1 122011（ 12） 校 核 因为齿轮为轮齿面闭式齿轮传动，所以按抗弯曲强度校核 查表得 2 为 0.25 0.35，取l=1/3 nts 11 计算及说明 备 注 M P aM P aubduKFzzM P aHtEHHF5396.5345606561.137508.1895.2)1(1861所以，齿轮满足强度要求 8、齿轮的结构设计 小齿轮由于直径小，采用齿轮轴结构 大齿轮的结构尺寸，按上面计算和后续设计出的轴子 l 直径计算得出 名 称 公 式 结 果（） 轮毂处直径 D1 D1=1.6d=1.6 58 90 轮毂处轴向量 L=(1.2 1.5)d 70 倒角尺寸 n n=0.05mn 1.25 齿轮圆处厚度 z0 0 =(2.5 4) mn 4 腹板最大直径 D0 D0=df2 2 0 275 板孔分布圆直径 Dz D2=0.5(D0+ D1) 183 板孔直径 d1 d1=(0.25 0.35) (D0-D1) 54 腹板厚 C C=(0.2 0.3)62 15 nts 12 计算及说明 备 注 9、 高速级齿 轮传动的几何尺寸 ： 如下表 表 3 名 称 计算公式 结果 (mm) 法面模数 m 2.5 法面压力角 20o 分度圆直径 d1 60 d2 310 齿顶圆直径 mhdd aa *1 21 65 mhdd aa *2 22 315 齿根圆直径 mhdd ff *11 2 53.75 mhdd ff *22 2 363.25 中心距 2 21 dda 185 齿 宽 b2=b 60 b1= b2+(5 10) 65 10、箱体及附件设计 （ 1）箱体材料的选择 选用 HT200 （ 2）减速器机体结构尺寸设计 参考机械零件课程设计图册 11 页，得下表 名 称 符号 尺寸关系 结果（） 机座壁厚 0 0.025a 1 8 10 机盖壁厚 z1 (0.8 0.85) 8 8 机座凸缘的厚 度 b 1.5 12 机盖凸缘的厚度 b1 1.5 12 机座底凸缘厚度 b2 2.5 20 地脚螺钉的直径 df 0.036a+12 18 轴承旁联接螺钉直径 d1 0.75df 14 nts 13 计算及说明 备 注 续上页： 名 称 符号 尺寸关系 结果（） 上下机体结合处 联接螺栓直径 d2 (0.5 0.6)df 10 轴承端盖的螺钉直径 d3 (0.4 0.5)df 8 窥视孔盖的螺钉直径 d4 (0.3 0.4)df 8 螺钉 Mdf 至凸缘边缘直径 C2 由表决定 22 螺钉 Md2 至凸缘边缘直径 C2 由表决定 14 螺钉 Md1 至凸缘边缘直径 C2 由表决定 18 螺钉 Mdf 至外机壁距离 C1 由表决定 24 螺钉 Md2 至外机壁距离 C1 由表决定 16 螺钉 Md1 至外机壁距离 C1 由表决定 20 轴承旁凸台半径 R1 C2 18 凸台高度 h 由结构确定 外机壁至轴承壁端面距离 1l C1 C2（ 5 10） 43 大齿轮顶圆与内机壁间距 1 1.2 12 齿轮端面与内机壁的间距 2 11 上下机体筋厚度 m1;m 0.85 1 0.85 7 ; 9 轴承端盖外径直径 D2 轴承孔直径 （ 55.5） d3 120 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近， WM d1和 M d3 可不干涉为准 11、轴的结构设计 （ 1）高速轴设计 确定轴的最小直径 选取轴的材料为 40Cr 调质处理，按书 1表 12-2 取 A0=105，则得： mmnpAd 89.2332077.3105 33 110m i n 综合轴的强度，以价格要求，取 d0=30mm 轴的结构设计 （见下图） nts 14 计算及说明 备 注 nts 15 A、 d1 段设计 由于该段装有皮带轮，且皮带轮结构为 4 根 A 型 V 带，孔径 d=30mm,查得 L=65mm。 B、 d2 段设计 有皮带轮的右端靠轴肩轴向定位，按要求 h0.07d，取 h=4mm,则 书馆d2=65mm。 C、 d3、 d7 段设计 d3 与 d7 段的结构尺寸相同， d2 段右侧不需轴向定位， h=(13)mm，故取h=2mm,则 d3=40mm， d3 段口装有轴承，由于该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用深沟球轴承，型号为 6211，其尺寸为； DPT=408018，轴段 l3=l7=18mm D、 d5段设计 前已计算出， d5=l5mm,l5=65mm E、 d4、 d6段设计 d4 段，与 d6 段的结构尺寸相同，由箱体设计时已确定，轮段面距机箱内端距离为 11mm，故 L4 L6 11mm.轴承右测需轴向定位，故 h0.07d3，取 h=4mm， d4=d6=48mm F、 d2 段长度设计 由箱体设计时的箱体壁距凸台外测的距离 L=43mm 垫圈厚度 1=2mm，端盖厚度 2=8mm，伸进长度为 12mm 箱体壁厚为 3=8mm。 为了便于端盖的拆装以及皮带轮不与箱体接触，故需轴留出 25 30mm 长度，取 L=29mm。 所以 L2=43+10+8+29 18=72mm 为了使端轴承 端盖的伸进端顶住轴承，以免发生轴向移动，故需装上一个轴 L=13mm G、轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=65+72+18+11+65+11+18=260mm （ 2）低速轴设计 确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为 45 钢调质，按书 1表 12-2 取 A0=115，则得： nts 16 计算及说明 备 注 mmnpAd 93.437.6355.3115 33 110m i n 由于轴上开了键槽，结合强度考虑取 d=43.93mm 结构设计 同理，把此轴分 6 段进行设计 A、 d1 段设计 由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩 Tca=KAT 查书 1表 11 则 Tca=KAT=1.5 +5.33721 105=8 105N mm 根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL4 半联轴器长度 L=112mm（ J 型孔）与轴的配合段长度 L1=84mm 为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些 ，取 L1=82mm B、 d2段设计 由于联轴器右端需轴向定位，故 h0.07d1，取 h=3.5mm,则 d2=52mm。 C、 d3 段设计 由 d2 段零件安装不需靠轴肩轴向定位故取 h=3mm，根据轴径d3=55mm，以综合轴承的价格考虑，选用圆柱滚子轴承，型号为32211，其尺寸为； DPd=5510021，轴段 l =24mm 齿轮安装需轴向左端定位，左端需留出一定长度，取 L=24mm，以及箱体的内宽 Lb=87mm，故轴套长度为 11mm。 d3 总长度 L3=21+1+14=36mm-1，取 KA=1.5 D、 d4段设计 由轴套不需轴肩来轴向定位，取 h=3mm， d4=58mm，前已算得齿轮宽 bL=60mm，故取 L4=60 4=56mm 机械出版社机械零件设计第39-82 页32211 nts 17 计算及说明 备 注 E、 d5段设计 齿轮右端需轴肩轴向定位，取 d=3.5mm，故 d5=65mm，轴向长度取L5=12mm F、 d6 段设计 d6 段与 d3段类同， d6=55mm， L6=21mm G、 d2 段 轴向长度设计 同高速轴的 d2段 d2段设计 L2=69mm H、 低速 轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=82+69+21+11+60+12+21=280mm 12、平键联接的选用和计算 （ 1） 告诉轴键联接选用及计算 皮带轮安装处，轴径为 d=30mm。查手册选择键 8760 键的接触长度： L=L b=60 8=52mm. 接触高度； K=h/2=7/2=3.5mm 查得键联接的挤压许用应力 p=200MPa 许用剪应力 T=125Mpa EP1=2T1/d1lk=20.095510610-3/30523.5109=34.98Mpa （ 2） 低速轴键联接选用及计算 =2T1/d1lk=34.98 125Mpa a、 齿轮安装处。轮径为 d=58mm, 选择键 16 10 50 键的截面长度为： 50-16=34mm 接触高度为： K=h/2=5mm Ep2=2T2/dlk=468 105 10-3/58 34 5 10-9=94.93 T2=94.93MPa b、 安装联轴器处，轴径为 d=45mm 选择键 ： 14972 查机械设计手册机械出版社 P38-18 横截面尺寸为 8 7mm 冶金工业出版社 P582 8755 L=(1890)mm 同上查询，查得截面尺寸： 16 10 L=（ 45180） mm 选择出处同上 L=（ 36160） mm 同上 L=（ 36160） mm nts 18 计算及说明 备 注 键的接触长度： L=72-14=58mm 接 触高度： K=h/2=9/2=4.5mm Ep3=2T2/dlk=24.6810510-3/584.54510-9 =76.69MPaEp T=76.69 故告诉轴与低速轴的强度满足要求 13、轴的校核 （ 1）高速轴的校核 受力分析KNdTF 75.3600001125112211 KNtgFF r 3649.120 0 在垂直南 V 面 322121 lRlR FRRvvvv NR NRvv 59.1 59.121 在水平面 H 面 2210210 lFlRlR RRFRACHHHHrH 32 lllAC )(32.2)(91.142 向外向内KNR KNRHH 计算弯矩 mmlRMmNlRMmNlRMMHVCHVBvHCHC33.12073.16844.118321031 合成弯矩 mNMMMCMMBHCVCCVBB84.168:73.168:22处处 转矩 T2=112.5N m 查表取 =0.59 22 )( TMMCa nts 19 计算及说明 备 注 B 点CaM=195.99N m C 点CaM=181.5N m 弯矩图 nts 20 计算及说明 备 注 确定 危险截面 ， 由弯矩图得 危险截面 可出现在 A、 B、 C 截面外， 综合轴径 、 键槽 以及力矩 考虑 得 A、 对 A 截面 校核 力矩 M=57.3KNmm 抗弯系数，查机械设计机械出版社 P38-11 得 M P aM P adtdbtdW758.23109.26272.320109.2627302)730(78303214.32)(32992323所以 符合要求 B、 对 B 截面 校核 弯矩 M=181.05KNmm M P aM P amdW7511.9106 2 8 005.181106 2 8 0403214.3329933所以符合要求 C、 对 C 截面 校核 弯矩 M=172.78KNmm M P aM P adWF 7515.8102119578.1721021195603214.3329933所以符合要求 （ 2）低速轴校核 受力分析 弯矩图 （如 下 图） nts 21 nts 22 计算及说明 备 注 确定，综合轴径与键槽考虑， A、 C 截面为危险截面 a、 对于 A 截面 弯矩 M=2.85 105KNmm M P aM P adtdbtdW706.461024.712732.31024.7127452)945(914453214.32)(32992323b、 对于 C 截面 弯矩 M=2.95 105KNmm M P aM P adtdbdW7005.221043.1 5 9 6 752.31043.1 5 9 6 7582)1058(1610453214.32)(1032992323符合要求 nts 23 计算及 说明 备 注 14、安全系数法校核轴的疲劳强度 (1)、对 C 剖面进行校核。 (2)、轴材的机械性能 材料为 45 钢，调质处理，由教程表可知： B =600MPa b=350 Mpa b1=0.44 B =300MPa 1 =0.3 B =155Mpa b0=1.7b1=510Mpa 0=1.6 1 =248Mpa 25.024824815522176.0510510300220011robBbb(3)、剖面 C 的安全系数 查表得 抗弯断面系数： W=16.92 CM3 抗扭断面系数：cW=36.08CM3 弯曲应力幅： MP aWMcca 54.331008.36 1021.1 65 键槽所引起的有效 应力集中系数，查表得： K6=1.84 Kr=1.6 表面状态系数： 85.0 尺寸系数 74.0.78.06 r弯曲平均应力： 0m扭转切应力幅： 68.71008.362101053.52 635 ca wT 平均切应力： M P aam 68.7 由齿轮计算的循环次数可知：寿命系数 Kv=1 13.1568.725.068.7135.330.4053.2130074.085.06.1178.095.082.116maKmaKKVSKVSnts 24 计算及说明 备 注 综合安 全参数：14.473.15 30.413.1522 SSS SSS c （安全系数 1.5 1.8）剖面 C 具有足够的强度。 15、 滚动轴承寿命计算 分别对两对不同的轴承进行受力分析 （ 1）、轴承 A、求两轴承受到的径向载荷 F1 和 R2 将轴承部件受到的力系分解为铅垂面（ a）和水平面（ b） 两个平面力系：（扭矩未标出） 由力分析可知： KNFR rv 80.125.62 5.621 NR v 88.180.168.32 KNFR FrH485.21255.6216.15.118564.125.625.625.918 16.111KNR h 889.22 nts 25 计算及说明 备 注 KNRRR HW 96.22121 KNRRR HW 30.32 222 B、求当量动载荷， P1和 P2 由于轴承未受到轴向力 A1=A2 eRAe ，RA 001111从书 1表 10-4 查得当量动载荷系数 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 因轴承在运转中受到的冲击载荷不大 故 fp=1.1 查表 KNPXfP p 25.396.211.1111 KNPXfP p 63.330.311.1222 验算轴承寿命 因 P2P1 所按轴承 4 的受力大小验算 160106PCnL h查得深沟轴承其所哉 Cr=29.5KN 代入公式： 9 6 0 08.2 3 2 9 563
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