一级圆柱直齿减速器课程设计759%电机1450rmin%3.2i.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计759%电机1450rmin%3.2i
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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759%电机1450rmin%3.2i,减速器课程设计
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1 机械设计课程设计计算说明书 设计题目： 带式运输机传动装置（一级减速箱） 设计者： 学 号： 指导教师： nts 2 目 录 一、设计内容和任务 .3 二、传动方案的拟定 .4 三、电动机的选择 .4 四、传动装置的运动和动力设计 6 五、齿轮传动的设计 .9 六、传动轴的设计 .12 七、滚动轴承的设计 20 八、键连接的设计 .22 九、箱体的设计 .22 十、润滑和密封的设计 .24 nts 3 一、设计内容和任务 设计课题： 带式运输机传动装置（一级减速箱） 1、 原始数据： （ 1）电机转速： 1450 转 /分 （ 2）传递功率 P= 9 KW （ 3）传动比 i = 3.2 2、工作条件 （ 1） 工作情况：两班 制，连续单向运转，载荷较平稳； （ 2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35以上； （ 3） 使用折旧年限为 10 年， 4 年一次大修； （ 4） 制造条件及生产批量：一般机械制造，批量生产。 3.设计要求： 采用一级圆柱齿轮传动 4、设计任务要求： （ 1）传动装置俯视装配图 1张（号图纸） （ 2）齿轮及轴零件图各 1 张（号图纸） （ 3）设计计算说明书 1 份 nts 4 二、传动方案的拟定 由于本设计的要求较低，并已知输出功率，为增大效率，故建立如图所示的传动方案及减速器构造。 三、电动机选择 1、电动机类 型和结构的选择：选择 Y系列的三相异步电动机，此系列电动机是属于一般用途的全封闭式自扇冷电动机，结构简单，工作可靠，并且价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： nts 5 d a (kw) 其中 9.0 (kw) 且电动机至运输带的传动总效率为： 总 = 轴 2 齿 联 其中： 轴 、 齿 、 联 分别为轴承、齿轮传动、联轴器的传动效率， 现取 轴 =0.99， 齿 =0.98， 联 =0.97 则： 总 =0.992 0.98 0.97=0.93 故电机所需的工作功率为 Pd = 总 =9.0/0.93= 9.68(kw) 而实际选取 P 电 =1.1 Pd= 10.65(kw) 根据容量，由相关手册查适合电动机型号：（电机型号如下表） 电动机型号 额定功率 kw 电动机转速 (r/min) 电动机质量 kg 同步转速 满载转速 Y 160M-4 11 1500 1460 123 3、确定各级转速 由选定电机的满载转速 nm和已知的传动比 i可得： n 小齿 =nm=1460 (r/min) 以及 n 大齿 =n 小齿 /i=1460/3.2=456 (r/min) 由指导书的表 1得到： 联 =0.97 轴 =0.99 齿 =0.98 电动机选取： Y 160M-4 齿轮转数 n 小齿 =1460 (r/min) n 大齿 =456 (r/min) nts 6 四、传动装置的运动和动力设计 ： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴和轴，且 i为相邻两轴转数的传动比 1， 2， .为各传 动构件的传动效率 P， P， .为各轴的输入功率，（ KW） T， T， .为各轴的输入转矩 （ N m） n ,n ,.为各轴的输入转速（ r/min） 则就可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 1、运动参数及动力参数的计算 由指导书的表 1得到： 1=0.97 2=0.99 3=0.98 nts 7 （ 1）计算各轴的转数： 轴： n =nm=1460（ r/min） 轴： n = nm/ i =1460/3.2= 456 r/min （ 2）计算各轴的输入功率： 轴： P =P 电 1=10.65 0.97=10.33（ KW） 轴： P = P 2 3=10.33 0.99 0.98 =10.02（ KW） （ 3）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550 P 电 /nm=9550 10.65/1460 =69.66（ N m） 轴： T = Td 1 =69.66 0.97= 67.57 （ N m） 轴： T = T i 2 3 =67.57 3.2 0.99 0.98=209.78（ N m） （ 3）计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故： P =P 轴承 =10.33 0.99= 10.23（ KW） P = P 轴承 =10.02 0.99= 9.92（ KW） i为减速器传动比 滚动轴承的效率 为 0.980.995在本设计中取0.99 nts 8 计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T = T 轴承 =67.57 0.99=66.89（ N m） T = T 轴承 =209.78 0.99=207.68（ N m） 综合以上数据，得表如下： 轴名 效率 P （ KW） 转矩 T （ N m） 转速 n r/min 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机轴 10.65 69.66 1460 3.2 轴 10.33 10.23 67.57 66.89 1460 轴 10.02 9.92 209.78 207.68 456 nts 9 五、齿轮传动的设计： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 小齿轮的材料为 45号钢调质，齿面硬度为240HBS，大齿轮选用 45号钢正火，齿面硬度为200HBS。 齿轮精度初选 7级 (2)、初选主要参数 Z1=25 ， i=3.2 Z2=Z1 i=25 3.2=80 d=1 （ 3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 由 =20得 ZH = 2.49 确定各参数值 1 载荷系数 查表 取 K=1.1 2 小齿 轮理论转矩 T1=9550 P1/n1=9550 10.33/1460 =67.57（ Nm ） 3 材料弹性影响系数 初选齿数 Z1=25 Z2=80 nts 10 由课本 12-8 ZE=189.8 MPa 许用应力 查课本表 16-4 Hlim1=589MPa Hlim2= 385MPa 查表 16-7 按一般可靠要求取 SH=1.1 则 H1= Hlim1/SH =535MPa H2= Hlim2/SH=350MPa 取两式计算中的较小值，即 H =350Mpa d1 70.84mm (4)确定模数 m=d1/Z1 70.84/25=2.83 取标准模数值 m=3 (5) 再按齿根弯曲疲劳强度校核计算 小轮分度圆直径 d1=m Z1=3 25=75mm 齿轮啮合宽度 b= d d1 =1 75=75mm 复合齿轮系数 YFa1=2.62 YFa2=2.22 Ysa1=1.59 Ysa2=1.77 许用应力 查表 16-7 ，取 SF=1.4， Flim1=448MPa Flim2=308Mpa 则有值： F1= Flim1/SF=320MPa F2= Flim2/SF=220Mpa m=2 nts 11 计算弯曲应力 =34.62MPa F2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 （ 6） 几何尺寸计算 d1=m Z1=3 25=75 mm d2=m Z2=3 80=240 mm a=（ d1+d2） /2=（ 27+240） /2=157.5mm b1=80 mm b2=75 mm 取小齿轮宽度 b1=80 mm 齿顶圆：小： 81mm 大： 246mm 齿根圆：小： 67.5mm 大： 232.5mm 分度圆：小： 75mm 大： 240mm （ 7）验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v= d1 n1/（ 60 1000） =3.14 75 1460/（ 60 1000） =5.73 m/s 选择 7级精度合适。 d1=75mm d2=240mm a=157.5mm b1=80mm b2=75mm nts 12 五、 轴的设计 1， 输入齿轮轴的设计 (1)按扭转强度估算轴的直径 选用 45号钢调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =10.3 KW 转速为 n =1460 r/min 取 c=120 d 33 7 . 8 61 2 0 2 1 . 0 31460PC m mn (2)确定轴各段直径和长度 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6208型轴承，其尺寸为 d D B=40 80 18 (3)求齿轮上作用力的大小、方向 1 小齿轮分度圆直径： d1=75mm 10.3 21.59mm nts 13 2 作用在齿轮上的转矩为： T1 =67.57 103N mm 3 求圆周力： Ft Ft=2T1/d1=2 67.57 103/75=1802N 4 求径向力 Fr Fr=Ft tan =1802 tan200=655.9N Ft， Fr的方向如下图所示 （ 4）轴承支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =901 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr/2= 327.95N （ 5）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=RA 0.062=55.86Nm 垂直面的弯矩： MC1 = MC2 =RA 0.062=20.33Nm 合成弯矩： MC1 = MC2 = 59.44Nm （ 6）画转矩图： T= Ft d1/2=67.57 Nm （ 7）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩： Ft=1802N Fr=655.9N RA=RB =901 N RA =RB =327.95N MC=55.86Nm MC1 =MC2 =20.33 Nm MC1=MC2 =59.44Nm T=67.57Nm nts 14 71.95Nm （ 8）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C处当量弯矩最大，而 其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=71.95Nm ,由表知有 : -1 =45Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43) =71.95 1000/(0.1 403)=11.2 Mpa -1 2 右起第一段 D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： 40.54Nm e= MD/W= MD/(0.1 D13) =40.54 1000/(0.1 253)= 25.95Mpa -1 所以确定的尺 寸是安全的 。 受力图如下： =0.6 MeC2=71.95Nm -1=45Mpa MD=22.53Nm nts 15 输出轴的设计计算 nts 16 (1)按扭转强度估算轴的直径 选用 45号钢调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P = 10.02KW 转速为 n=456r/min (2)确定轴各段直径和长度 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6213型轴承，其尺寸为 d D B=65 120 23 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径： d2=240mm 2 作用在齿轮上的转矩 为： T2 =9550 P2/n2=9550 10.02/456=209.84Nm 求圆周力 Ft 取 c=120 33.6mm nts 17 Ft=2T2/d2=2 209.8/0.24=1748.67N 求径向力 Fr Fr=Ft tan =1748.67 tan200=636.46N Ft， Fr的方向如下图所示 （ 5）轴承支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =874.34N 垂直面的支 反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA =RB =Fr/2= 318.23 N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面 C处的弯矩： 水平面的弯矩： MC=RA 0.062= 54.15 Nm 垂 直 面 的 弯 矩 ： MC1 = MC2 =RA 0.062=19.73 Nm 合成弯矩： MC1=MC2=57.63Nm （ 7）画转矩图： T= Ft d2/2=209.84Nm （ 8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩： RA=RB =874.34Nm RA =RB =318.23 N MC=54.15Nm MC1 = MC2 =19.73 Nm MC1=MC2 =57.63Nm T=209.84Nm =0.6 =138.47Nm nts 18 （ 9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。 已知 MeC2=138.47Nm , -1 =40Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D33) =138.47 1000/(0.1 403)=21.64 Mpa -1 2 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： 125.9Nm e= MD/W= MD/(0.1 D13) =125.9 1000/(0.1 323)=38.42 Mpa -1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： MeC2=138.47Nm -1 =40Mpa MD=125.9Nm nts 19 六滚动轴承设计 轴承预期寿命计算 根据工作要求可知， Lh =4 300 16=19200h 1.输入轴的轴承设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作nts 20 用，所以 P=Fr=655.9N （ 2）选择轴承型号 轴设计时 ，选择 6208轴承 192003324898.95829500146060 10)(6010 366 ）（PCnL h 预期寿命足够 此轴承合格 2.输出轴的轴承 设计计算 （ 1）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受到 Fr径向力作用，所以 P=Fr=636.46N （ 2）选择轴承型号 轴设计时，选择 6213轴承 Cr=32.0KN 同理 Lh大于 19200 预期寿命足够 此轴承合格 七键联接设计 1 输入轴与联轴器联接用平键联接 轴径 D1=30mm L1=58mm T =67.57Nm 查手册选用平键 键 8 7 h=7mm 输入轴承： 6208 型 输出轴承： 6213 型 C型 b=8mm h=7mm l=50mm nts 21 p=4 T /（ d h l） p (110Mpa) p =4 67.57/(30 7 50)=25.74MPa 2 输出轴与齿轮 2联接用平键联接 轴径 D3=70mm L3=75mm T =209.8Nm 平键与联轴器键相同 键 12 8 l= 63mm h=8mm p=4 T /（ d h l） =4 209.80 1000/（ 70 8 63） =23.79Mpa p (110Mpa) 八箱体结构设计 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入 机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 b=12mm h=8mm l=63mm nts 22 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不 易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后
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