一级圆柱直齿减速器课程设计542.7%1.5%440%226.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计542.7%1.5%440%226
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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542.7%1.5%440%226,减速器课程设计
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湖南工学院 机械设计基础课程设计说明书 题 目 单级直齿圆柱齿轮减速器 机械制造与自动化 专业 2005 级 机制 0507 班 姓 名 胡 进 学号 08 指导老师 陈丰峰 职称 讲师 2006 年 12 月 19 日 nts课程设计评语 : 课程设计答辩负责人签字： 年 月 日 nts目 录 一、设计课题 二、拟定传动方案 三、选择电动机 四、 确定传动装置的总传动比和分配各级传动比 五、 传动装置的运动和动力设计 六、普通 V 带的设计 七、 齿轮传动的设计 八、传动轴的设计 九、箱体的结构设计 十、键联结的设计 十一、滚动轴承的设计 十二、润滑和密封的设计 十三、联轴器的设计 十四、设计小结 十五、参考文献 nts一、 设计课题 设计一用于带式运输上的 单级直齿圆柱齿轮减速器。 1原始数据 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 5 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%。 二、传动方案 根据要求，选择传动方案如下： 运输带拉力 F（ KN） 2.7 运输带速度 V（ m/s） 1.5 卷筒直径 D（ mm） 440 nts三、选择电动机 设计说明及数据 计算 备 注 1 选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V， Y型 2选择电动机的容量 根据原始数据，运输带拉力 F和运输带速度 V，可得运输带所需功率 P 卷筒 = FV=2.7 103 1.5=4.05KW。 电动机的所需的工作功率 Pd=aP卷筒KW 由电动机至运输带的传动总效率为 a= 1 23 3 4 5 取 1=0.95, 2=0.98(滚子轴承 )， 3=0.96（齿轮精度为 8级，不包括轴承效果）， 4=0.99（齿轮联轴器）， 5=0.97，则 a=0.95 0.983 0.96 0.99 0.97=0.8233 所以 Pd=aP卷筒=8233.0 05.4=4.91 KW 3确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 n =D 100060 =440 5.1100060 =65.14r/min 查表得传动比的合理范围，取 V带传动的传动比 i1 =2 4，单级圆柱齿轮减速器传动比 i2 =3 6，则总传动比合理范围为 ia =6 24,故电动机转速的可选范围为 nd = ia n = (6 24) 65.14 = 391 1563r/min 查机械设计手册（软件版 R2.0，出版：机械工业出版社）得符合这一范围的同步 转速有 750、 1000和 1500r/min。 根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三 种传动比方案，如下表 : 方案 电动机 型号 额定功率 电动机转速 r/min 电动机重量 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速器 1 Y160M2-8 5.5kW 750 720 125 11 2.2 5 2 Y132M2-6 5.5kW 1000 960 85 14.74 2.8 5.264 3 Y132S-4 5.5kW 1500 1440 68 22.11 3.8 5.82 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见方案 2比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能如下表 : 型 号 额定功率 kW 满 载 时 起动电流 额 定电流 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 转速r/min 电流(380V 时 ) A 效率 % 功率因素 Y132M2-6 5.5 960 6.5 85.3 0.78 6.5 2 2 电动机主要外形和安装尺寸如下图 : 式中： 1、 2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。 所查 表为 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 。 nts 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 设计说明及数据计算 备 注 因 选定的电动机 型号为 Y132M2-6， 满载转速 nm=960r/min 和工作机主动轴转速n=65.14r/min，可得传动装置总传动比为： ia=nnm=14.65960=14.74 总传动比为各级传动比 i1、 i2、 i3 in的乘积 ，即 ia = i1 i2 i3 in 因此分配传动装置传动比 ia = i0 i 为使 V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0 = 2.8（实际的传动比要在设计 V带传动时，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： i = 0iin = 8.274.14 =5.264 式中 i0、 i 分别为带传动和减速器的传动比。 此为电 动机外型尺寸及安装孔位置尺寸图。 此为电动机转轴及键剖面尺寸图。 nts五、传动装置的运动和动力设计 设计说明及数据计算 备 注 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴 ，以及 i0,i1， 为相邻两轴间的传动比； 01， 12， 为相邻两轴间的传动效率； P1， P2， 为各轴间的输入功率（ kW） ； T1， T2， 为各轴的输入转矩（ N m） ; N1， n2， 为各轴的转速（ r/min） , 按电动机轴至卷筒运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 1 各轴转速 电动机转轴转 速 n = 960r/min 轴转速 n1 = 0in = 8.2960 =342.86r/min 轴转速 n2 = 11in=264.5 86.342=65.14r/min 卷筒轴转速 n3 = 65.14r/min 2各轴输入功率 电动机 Pd = 4.91kW 轴 P1 = Pd 01=4.91 0.95=4.665kW 轴 P2 = P1 12=P1 2 3=4.665 0.98 0.96=4.389kW 卷筒轴 P3 = P2 22 4=4.389 0.98 0.98 0.99=4.17kW 、 轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98， 轴输出功率为 P1 = P1 0.98=4.665 0.98=4.57kW， 轴输出功率为 P2 =P2 0.98=4.3890.98=4.3kW。 3各轴输入转矩 电动机转轴输出转矩 Td = 9550mdnP=955096091.4=48.84N m 轴输入转矩 T1 = Td i0 1=48.84 2.8 0.95=129.91 N m 轴输入转矩 T2 = T1 i1 2 3=129.91 5.264 0.98 0.96=643.36 N m 卷筒输入转矩 T3 = T2 22 4=643.36 0.98 0.98 0.99=611.7 N m 、 轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率 0.98， 轴输出转矩为 T1 = T1 0.98=129.91 0.98=127.3 N m， 轴输出转矩为 T2 =T2 0.98=643.360.98=630.5 N m。 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴为 主动齿轮轴 ， 轴为 从 动齿轮轴 。 nts轴 名 效率 P(kW) 转矩 T(N m) 转速 n r/min 传动比 i 效 率 输 入 输 出 输 入 输 出 电动机轴 4.91 48.84 960 2.8 0.95 轴 4.665 4.57 129.91 127.3 342.86 5.264 0.94 轴 4.389 4.3 643.36 630.5 65.14 1.00 0.97 卷筒轴 4.17 4.05 611.7 594.46 65.14 六、普通 V 带设计 设计说明及数据计算 备 注 1 选择普通 V带型号 查表得 KA = 1.1，可得 Pc = KAP=1.1 5.5=6.05kW。 查机械设计基础第 134页图 9-7可知应选用 A型 V带。 2确定带轮基准直径 d1和 d2 查机械设计基础第 132页表 9-2取 d1 = 125mm，可得 d2 = n1d1(1- )/n2 = id1(1- )=2.8 125 (1-0.01)=346.5mm 由表 9-2取 d2 = 355mm（虽使 n2略有减少，但其误差小于 5%，故允许） 3验算带速 由带速公式 =601000 11 dn=601000100960 =6.28m/s 介于 5 25m/s范围内，合适。 4确定带长和中心距 由带长公式可得 0.7(d1+d2) 0 2(d1+d2) 0.7(125+355) 0 2(125+355) 所以有 336 0 960。 初定中心距 0=750mm，由带长公式得带长 L0 = 2 0+ )(2 21 dd +02124)( dd =2 750mm+ )355125(2 mm+7504 )125355(2mm = 2271.2mm 查表选用 Ld = 2240mm,由公式得实际中心距 = 0+（ Ld-L0） /2=750mm+(2240-2271.2)/2=734.4mm 5验算小带轮上的包角 1 由包角公式得 所查表为机械设计基础第 134 页表9-5 工作情况系数KA。 所查表为机械设计基础第 132 页表9-3 普通 V 带的基准长度系列 Ld及长度系数 KL。 nts 1 = 180 - 12 dd 57.3 = 180 -4.734125355 57.3 =162.05 120 ,合适。 6确定带的根数 由带的根数计算公式得 z =KKPPPLc )(00 查表得 P0 =1.37kW， P0 = 0.11kW； K = 0.97； KL = 1.06, Z = 06.197.0)11.037.1( 05.6 =3.975。 取 4根。 7计算轴上的压力 查机械设计基础第 132页表 9-1得 q = 0.1kg/m，故可得初压力 F0 = )15.2(500 KzPc +q2 = )197.0 5.2(28.64 05.6500 +0.1 6.282=189.94N。 得作用于轴上的压力为 FQ = 2sin2 10 zF=2 05.162s in94.18942 =1500.92N。 8带轮的设计 通过前面计算得知小带轮直径为 125mm，大带轮直径为 355mm，故小带轮结构采用实心式，大带轮结构采用辐板式。 采用 HT150铸铁制造，表 面调质处理。 所查表分别为机械设计基础第 133 页表 9-4，第 136 页表 9-6，第 136 页表 9-7，第 132 页表 9-3。 nts 大带轮尺寸图 七、齿轮传动设计 设计说明及数据计算 备 注 1 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 根据所选择传动方案，选用闭式直齿圆柱标准齿轮传动 。 大、小齿轮均选软齿面。小齿轮的材料选用 40Cr调质，齿面硬度为 300HBS，大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 250HBS。二者硬度差为 50HBS。 齿轮精度初选 8级。 2初步选取主要参数 取 z1 =18， z2 =iz1=5.264 18=95, 取 a =0.3，则 d =0.5(i+1) a=0.9396，符合所查表范围。 3按齿面接触疲劳强度设计计算 按下面公式计算小轮分度圆直径 d1 3 21 )(12 ZZZuuKTd确定各 参数值： 1）载荷系数 查表取 K=1.2； 2）小齿轮名义转矩 T1 =9.55 1061nP =9.55 10686.342665.4=1.299 105N mm； 3）材料弹性影响系数 查表得 Z =189.8 MPa ； 4）区域系数 ZH =2.5； 5）重合度系数 因 t =1.88-3.2 )11(21 zz =1.88-3.2 )951181( =1.67， Z =34 t =367.14 =0.88； 所查表为机械设计基础第 79页表 6-9 所查表为机械设计基础第 75页表 6-6 所查表为机械设计基础第 76页表 6-7 nts 6）许用应力 查图得 Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa，查表，按一般可靠要求取 SH=1,则 H1 =HHS 1lim=1770 MPa=770MPa， H2 =HHS 2lim=1610 MPa=610MPa, 取两式计算中的较小值，即 H=610MPa； 于是 d1 3 21 )(12 ZZZuuKTd=3 25 )61088.05.28.189(264.51264.59396.010299.12.12 mm =56.98mm。 4确定模数 计算模数 m=11zd1898.56=3.166 取标准值 m=4mm. 5按 齿根弯曲疲劳强度校核计算 按弯曲疲劳强度公式校核 FFSF YYmbdKT 1 12 式中： 1）小轮分度圆直径 d1 =mz1 =4 18mm=72mm； 2）齿轮啮合宽度 b= d d1 =0.9396 72mm=67.65mm； 3）复合齿形系数 查图得 YFS1 =4.47， YFS2 =3.94； 4）重合度系数 Y =0.25+67.1 75.025.075.0 t=0.699； 5）许用应力 查图得 Flim1 =310MPa， Flim2 =240MPa, 查表，取 SF =1.25, 则 ,24825.13101l i m1 M PaM PaS FFF M PaM PaS FFF 19225.12402l i m2 ； 6）计算大、小齿轮的 FFSY并进行比较： 02052.0192 94.301802.0248 47.4 2211 FFSFFS YY 所查图为机械设计基础第 77 页 图6-21,所查表为机械设计基础第 78页表 6-8 所查图为机械设计基础第 77 页图6-20 所查图为机械设计基础第 78 页图6-22(a) nts 于是 MP aYYmbdKTFSF 699.094.347265.6710299.12.122 521 12 =44.071.2 =10 齿轮端面与内机壁距离 2 =10 机盖，机座肋厚 m1,m m1 0.85 1 =7， m 0.85 =7 轴承盖厚外径 D1,D2 D1=120， D2=150。 D1， D2分别为轴承 6208， 6212 轴承盖。 轴承端盖凸缘厚度 t (1 1.2)d3 = 8 轴承旁联接螺栓距离 s 120 nts画得草图及附属零件的名称和 作用如下 : 1 箱座 ：用于安装传动零件及其它附属零件 2 箱盖 ：用于安装传动零件及其它附属零件 3 上、下箱联接螺栓：将上、下箱联结成一个整体 4 通气孔：使箱体内热涨气体自由逸出，达到箱体内外气压相等，提高箱体有缝隙处的密封性能。 5 检查孔盖板：检查孔用于检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况，以及注入润滑油。检查孔盖板用于防止污物进入箱体内和润滑油飞溅出来。 6 吊环螺钉：用于搬运及拆卸机盖。 7 定位销： 保证轴承座孔的安装精度。 8 油标尺：用来检查油面高度，以 保证有正常油量。 9 放油螺栓：用于排出污油，注油前用螺塞堵住。 nts10 平键：用于联接其它传动机构，如带轮，联轴器。 11 油封：防止润滑油飞溅出来。 12 齿轮轴：用于安装传动齿轮。 13 挡油盘：防止箱体内润滑油进入轴承。 14 轴承：用于支撑齿轮轴。 15 轴承端盖：防止轴承润滑脂泄漏及污物进入轴承。 17 齿轮：用于传递运动和动力。 18 - 轴套：用于定位轴承。 箱体设计尺寸及构造见减速箱装配图。 十、键连结的设计 设计说明及数据计算 备 注 1 电动机转轴上的键连结 1）选取平键尺寸 因所选择电动机的型号为 Y132M2-6，查机械设计 手册得知 电动机转 轴直径为 38mm，轴毂长度 =80mm，故选择 A型普通平键，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =10mm，高 =8mm，取键长 L=70mm。 小带轮上槽宽 =10mm，槽深 =3.3mm。 2）校核键的联接强度 查表得 p=50 60MPa。 由公式得键上应力 p =70838 1084.48443 dhlT=9.18 因 p在 p允许范围内， 故校核后平键的强度符合要求。 2高速齿轮轴上的键连结 齿轮键连结 1）选择平键尺寸 选择 A 型普通平键，根据轴齿轮处直径 d=45mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =14mm，高 =9mm，因装齿 带 轮轴段长 L=72mm，取键长为 66mm。 2）校核键的联接强度 齿轮使用钢材料，查表得 p=100 120MPa。 由公式得键上应力 p =66945 103.127443 dhlT=19.05 因 p在 p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。 带轮键连结 1）选择平 键尺寸 选择 A型普通平键，根据轴带轮处直径 d=30mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =8mm，高 =7mm，因装带 轮轴段长 L=50mm，取键长为 45mm。 2）校核键的联接强度 大带轮使用 铸铁制造 ，查表得 p=50 60MPa。 由公式得键上应力 p =45730 1091.129443 dhlT=54.99 所查表为机械设计基础第 163 页表10-6 所查表为机械设计基础第 165 页表10-7 nts 因 p在 p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。 3低速齿轮轴上的键连结 齿轮键连结 1）选择平键尺寸 选择 A 型普通平键，根据轴齿 轮处直径 d=65mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =18mm，高 =11mm，因装齿轮轴段长 L=66mm，取键长为 60mm。 2）校核键的联接强度 齿轮使用钢材料，查表得 p=100 120MPa。 由公式得键上应力 p =601165 1036.643443 dhlT=59.99 因 p在 p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。 联轴器 键连结 1）选择平键尺寸 选择 A 型普通平键，根据轴联轴器 处直径 d=50mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =14mm，高 =9mm，因装 联轴器 轴段长 L=80mm，取键长为 70mm。 2）校核键的联接强度 联轴器 使用 碳 钢材料，查表得 p=100 120MPa。 由公式得键上应力 p =70950 105.6 3 0443 dhlT=80.06 因 p在 p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。 十一、滚动轴承的设计 设计说明及数据计算 备 注 1 高速齿轮轴滚动轴承设计 因此轴承主要 受径向载荷，根据工作条件决定选用深沟球轴承。 轴承应有的径向基本额定动载荷 /16 )1060( htd Lnf PfC查表得上式中 ft =1,fd =1.1。所以 3/16 )150001086.34260(1 3.131356.01.1 C =5466.7N。 已选 6208轴承，其 Cr =18000N5466.7N，故所选轴承符合要求。 2低速齿轮轴滚动轴承设计 因此轴承主要受径向载荷，根据工作条件决定选用深沟球轴承。 轴承应有的径向基本额定动载荷 /16 )1060( htd LnfPfC 查表得上式中 ft =1,fd =1.1。所以 3/16 )1 5 0 0 01014.6560(1 7.123256.01.1 C =2950.05N。 已选 6212轴承，其 Cr =32800N2950.05N，故所选轴承符合要求。 所查表为机械设计基础第 179 页表11-6， 11-7，因选用球轴承，取 3，据工作要求使用寿命 Lh =5 3658=14600,取 15000 nts 十二、润滑和密封的设计 设计说明及数据计算 备 注 1 润滑设计 齿轮采用润滑油飞溅润滑，轴承采用润滑脂人 工加脂润滑。 在减速器箱体内装有一定量的润滑油（查 GB/T 5903-1995润滑油选用 68号润滑油），齿轮一部分浸入油中，当其旋转时，润滑油被溅起，散落到其他零件上进行润滑。 在进行减速器组装时，在轴承端盖凹槽内装入一定量润滑脂（查 GB/T 492-1989润滑脂选用 3号钠基润滑脂），当轴承旋转时，产生热量使润滑脂锥入度变大，使润滑脂进入到轴承滚球进行润滑。 2密封设计 因减速器箱采用分体式箱体，从轴水平中心面处分为上、下箱体两部分，为防止灰尘进行箱体 及防止箱体内润滑油被高速旋转齿轮甩 出，在组装减速器时应在上、下箱体间涂上一层水玻璃或密封胶进行密封。在下箱体下部的放油螺栓及油标处应垫上橡胶垫圈，防止润滑油泄漏。通气孔及小盖处应垫上纸质垫片，起到一定密封作用，防止灰尘进入。 由于在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装毛毡密封毡圈，以防止漏油和污物进入机体内。 所查标准来自机械设计基础第 7 8页 十三、联轴器的设计 设计说明及数据计算 备 注 1 联轴器类型选择 由于机组传递功率较小，单向运传载荷不大，空载启动，运转平稳，结构较为简单，为便于提高其制造和安装精度，使其轴线偏 移量较小，故选用凸缘式联轴器 ，制造材料使用碳钢 。 2联轴器的载荷计算 NmnPKTKT AAca 14.65 3.495505.19550 =945.62Nm 3联轴器型号选择 根据 Tca， d =50mm,n =65.14r/min等条件，查机械设计手册 GB/T 5843-1986选用 YL11型凸缘联轴器， 其额定转矩 T=1000Nm，许用转速 n=5300r/min，轴孔直径为 50mm，符合要求。 其中 KA 为工况系数，查机械设计基础第 216 页表14-1，取 KA=1.5 十四、设计小结 这次 机械设计课程设计，是我们第一次较全面的设 计能力训练，通过这次训练，使得我们对机械设计基础知识及工程力学、 互换性与测量技术 、机械制图、金属工艺学、机械工程材料 等辅助学科之间的联系有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现了具体化，初步
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