二级同轴减速器课程设计271350%1.55%480
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共26页)
编号：519423
类型：共享资源
大小：3.32MB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-14
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
2.4
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
二级同轴减速器课程设计271350%1.55%480,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计课程设计 题目 名称 同轴式二级齿轮减速器设计 学 院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 日 期 nts 目 录 一、 机械设计基础课程设计任务书 1 二 、传动方案的拟定及说明 .1 三 、电动机的选择 .1 四 、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .2 五 、 计算传动装置的运动和动力参数 .3 六 、 传动零件 的 设计计算 4 七 、 传动 轴的设计 及校核 .11 八 、 中间轴及轴承 校核计算 .19 九 、 键的选择及 校核 .21 十 、铸件减速器机体结构尺寸选择 . .22 十一、润滑 与密封 .22 十二、设计小结 . 23 参考资料目录 nts- 1 - 一、 设计任务书： 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式 同轴 二级圆柱齿轮减速器 1. 总体布置简图： 1 V带 ； 2 电动机 ； 3 齿轮减速器； 4 运输 带 ； 5 联轴器 ；6 卷筒 2. 工作情况： 连续单向运转，工作时有轻微振动。 3. 原始数据： 运输机工作轴转矩 T： 1350N.m 输送带滚筒的直径 D（ mm）： 480 输送带速度 V（ m/s）： 1.55 带速允许偏差（）： 5 使用年限（年）： 10 工作制度（班 /日）： 单 4. 设计内容： 1) 电动机的选择与运动参数计算； 2) 斜 齿轮传动设计计算； 3) 轴的设计； 4) 滚动轴承的选择； 5) 键和联轴器的选择与校核； 6) 装配图、零件图的绘制； 7) 设计计算说明书的编写。 5. 设计任务： 1)减速器总装配图一张，要求有主、俯、侧三视图 ，图上有技术nts- 2 - 要求、技术参数、图号明细等； 2)低速大齿轮、低速轴零件图各一张； 3)设计说明书一份，包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料； 4)课程设计答辩：根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备，叙述设计中的要点，回答提问。 2) 设计进度： 1) 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2) 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3) 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4) 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、传动方案的拟定及说明： 由题目所知传动机构类型为：展开式二级 同轴 圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。 三、电动机的选择： 1 电动机类型和结构的选择： 因为本传动的工作状况是：连续单向运转，工作时有轻微振动。所以选用常用的封闭式 Y系列的电动机。 2 电动机容量的选择： 总传动效率为： 5423421 a 0.96 499.0 297.0 0.99 0.95 0.81； 1 为 V 带的效率 , 2 为轴承的效率， 3 为齿轮的效率， 4 为 联轴器 的效率， 5 为 滚筒 传动的效率 。 a=0.81 nts- 3 - 1） 工作机所需功率 Pw由已知条件可知： m i n/7.614803 . 1 4 55.1100060100060n rD v 卷筒 P 卷筒 Tn 卷筒 /9550=1350 61.7/9550=8.72KW 2） 电动机的输出功率dPPw P 卷筒 / a=8.72/0.81=10.77KW 3 电动机转速的选择： 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选择范围。根据机械设计基础课程设计表 2-1查得 V 带传动的传动比 iv 23，二级圆柱斜齿轮传动比 i 8 40，则电动机可选范围为 : nd nw iv i 987 7404r/min 再根据功率选择 Y 系列三相异步电机，电机型号为： Y160M-4，满载转速为 nm=1460r/min，额定功率为 P=11KW。 4 电动机型号的确定： 根据电动机的额定功率 Pd Pw,及转速范围， 由表 17-7查出电动机型号为 Y160M-4，满载转速为 nm=1460r/min，额定功率为 P=11KW。 四、 计算传动装置的运动和动力参数： 1. 计算总传动比 i ： 由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比： i 总 nm/nw 1460/61.7 23.7 2. 合理分配各级传动比： 由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应 使两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按以下方法分配传动比。 3. 分配传动比： 根据传动比范围，取带传动的传动比为 2 卷筒n61.7r/min Pw 10.77KW dP 11kW 7.23总i nts- 4 - 减速器的传动比为： 8.112 7.23 带总iii令： i1 为高速级 ， i2为低速级 1 1.3ii因为， i=11.8,所以 i1 =3.92,i2 =3 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 电动机轴 、 高速轴 I、 中间轴II、 低速轴 III.其传动效率依次分别为01、 12 、23、34。 1.各轴的转速 高速轴的转速 m in/7302/14601 rinnVm 中间轴的转速 m in/2.18692.3/730112 rinn 低速轴的转速 m in/1.623/2.186223 rinn 滚筒轴的转速 m in/1.623 rnn w 此时速度偏差为 0.6%小于 5% ，所以可行。 2.各轴的功率 电动机的输 出 功率 kwpw 77.10高速轴的输入功率 kwppm 24.1099.096.077.10011 中间轴的输入功率 kwpp 83.997.099.024.101212 低速轴的输入功率 kwpp 44.997.099.083.92323 滚筒轴的输入功率 kwpp 25.999.099.044.93434 3.各轴的转矩 电动机的输入转矩 mNnpT m 4.709 5 5 000i=11.8 i1 =3.92 i2 =3 min/7301 rn min/2.1862 rn min/1.623 rn min/1.624 rn kwp w 77.10kwpkwpkwpkwp25.944.983.924.104321nts- 5 - 高速轴的输入转矩 mNnpT 1 3 49 5 5 0111中间轴的输入转矩 mNnpT 1.5049550222低速轴的输入转矩 mNnpT 2.1 4 5 29 5 5 0333滚筒轴的输入转矩 mNnpT 7.14229550444六、 传动件设计计算： 1.带传动的设计 确定计算功率 工作情况系数 查机械设计基础表 13-6 =1.1 =1.1 10.77=11.85KW 选择带型号 根据 Pc =11.85kw， nm 1460r/min， 查图初步选用普通 A型带 选取带轮基准直径 查机械设计基础表 13-7选取小带轮基准直径 =125mm，则大带 轮基准直径 2 125（ 1-0.02） =245mm 式中 为带的滑动率，通常取（ 1% 2%），查表后取 =250mm 验算带速 v 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 滚筒轴IV 转速（ r/min） 1460 730 186.2 62.1 62.1 功率（ kW） 10.77 10.24 9.83 9.44 9.25 转矩（ N m） 70.4 134 504.1 1452.2 1422.7 传动比 1 2 3.92 3 1 效率 1 0.95 0.96 0.96 0.94 mNTmNTmNTmNTmNT7.14222.14521.5041344.704210Pc=11.85KW =125mm =250mm PKP Ac nts- 6 - 100060 1460125 =9.55m/s 在 5 5m/s 范围内，带充分发挥。 （ 5） V 带基准长度 Ld 和中心距 a a0 =1.5（ 125+245） =562.50mm 取 a0 =560，符合 0.7（ + ） 120 ，合适 （ 7）求 确定 v 带根数 z 因 =125mm， nm 1460r/min， 带速 v=9.55m/s，得实际传动比 )1(1 221 d dd dnni=2.041 传动比误差验算 %1002 2041.2 i=2.04%在误差允许范围内。 查表得单根 v 带功率增量0P=0.17KW，包角修正系数K=0.98，带长修正系数 LK =1.01， P0=1.93KW 则由公式得 Lc KKPP PZ)( 005.7 故选 6 根带。 （ 8）确定带的初拉力 F0（单根带） 查表 13-1得 q=0.10kg/m，故可由式（ 13-17）得单根 V带的初拉力 =169.4N 作用在轴上的压力 =2 6 169.4 sin 1.168 /2=2022.3N V=9.55m/s Ld=1800m a=602mm Z=6 F0=169.4N FQ=2022.3N 2 00 LLaa d 2sin2 10 zFF Q nts- 7 - （ 9）带轮的结构设计 查表得 e=15 f=10 带轮宽度 B=(Z-1)e+2f=95 mm 六：齿轮的设计： .高速级齿轮 按齿面疲劳强度计算 ： 1.选定齿轮类型，精度等级，材料 ， 齿数 及螺旋角 ： （ 1） 选用斜齿圆柱齿轮传动； （ 2） 运输机为一般工作机，速度不高，因此选用 八 级精度等 级； （ 3） 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理，硬度为 240HBS-270HBS， 取为 245HBS， 大齿轮材料为 45钢，调质处理，硬度为 160-190HBS， 平均取为 175HBS 二者硬度相差 70HBS； 初选小齿轮齿数为 z1 = 23，则大齿轮齿数为 z2 = i1 z1 = 3.9223 = 90.15，取 z2 = 90。 U=90/23=3.91。 （ 4） 初选螺旋角 = 12。 2.参数确定： （ 1） 载荷系数 Kt取 1.7，由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.45，由 P215 图 10-26 取 1 = 0.78， 2 = 0.87， = 0.78+0.87 = 1.65 （ 2） 应力循环次数： N1 = 60n1jLh = 60 730 1(18365 8) = 1.3109 N2 = N1i = 3.26108 根据机械设计 P207 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数KNH1 = 0.98， KNH2 = 1.07，由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a， a为规定值，齿宽系数 d取 0.9 （ 3） 根据机械设计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 （ 4） 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强 度极限 Hlim1 = 550MPa ，大 齿轮接 触疲劳 强度 极限Hlim2 =450 MPa。 （ 5） 许用应力： 取失效概率为 1 ，安全系数 S=1 H1 = KHN1Slim1S = 0.98550 = 540.5MPa H2 = KHN2Slim2S = 1.07450 = 479.6MPa H2 = 479.6MPa计算。 3.计算： （ 1）小齿轮分度圆直径 d1t： B=95mm N1= 1.3109 N2= 3.2108 H 1= 540.5 MPa H 2= 479.6 MPa nts- 8 - d1t 2KtT1du+1u （ ZHZEH）23d1t 21.71339000.91.65 4.913.91（ 2.45189.8479.6 ）23= 71.3mm （ 2）圆周速度 v： v = d1tn160 1000 = 71.373060000 = 2.72m s （ 3） 载荷系数 K： 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机，载荷有轻微冲击，则取使用系数 KA = 1.25， P210取 八 级精度，根据 P194表 10-8取 KV = 1.21，由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.07，由 P198 图 10-3 的 KH = KF = 1.1 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.211.07 1.1 = 1.78 （ 1） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径： d1 = d1t KKt3 = 71.3 1.781.73= 72.4mm （ 2） 同轴式中心距要满足： a d12 (1+i) = 72.42 (1+3.92) = 178mm . 低速级齿轮按齿面疲劳强度计算： 1.选定齿轮类型，精度等级，材料，齿数及螺旋角： （ 6） 选用斜齿圆柱齿轮传动； （ 7） 运输机为一般工作机，速度不高，因此选用 八 级精度等 级； （ 3） 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质处理，硬度为 241 HBS-286HBS， 取为 285HBS， 大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为 229-286HBS， 平均取为 245HBS 二者硬度相差 40HBS； （ 4） 初选小齿轮齿数为 z1 = 27，则大齿轮齿数为 z2 = i2 z1 = 327 = 81，取 z2 = 81。 U=81/27=3 （ 5） 初选螺旋角 = 15。 2.参数确定： （ 1） 载荷系数 Kt取 1.7，由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.45，由 P215 图 10-26 取 1 = 0.79， 2 = 0.88， = 0.79+0.88 = 1.67 （ 2） 应力循环次数： N1 = 60n2jLh = 60 186.21(110 365 8)= 3.26 108 v= 2 72m s K = 1.78 d1= 72.4mm a 178mm N1= 3.2108 nts- 9 - N2 = N1i2= 1.09108 根据机械设计 P207 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数KNH1 = 1.066， KNH2 = 1.135，由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a，a为规定值，齿宽系数 d取 0.9 （ 8） 根据机械设计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 （ 9） 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强 度极限 Hlim1 = 600MPa ，大 齿轮接 触疲劳 强度 极限Hlim2 =550 MPa。 （ 10） 许用应力： 取失效概率为 1 ，安全系数 S=1 H1 = KHN1Slim1S = 1.066 600 = 639.6MPa H2 = KHN2Slim2S = 1.135 550 = 624.1MPa H = 624.1MPa 3.计算： （ 1）小齿轮分度圆直径 d1t： d1t 2KtT2du+1u （ ZHZEH）23d1t 21.75040000.91.67 43（ 2.45 189.8624.1 ）23=94.5mm （ 2）圆周速度 v： v = d1tn260 1000 = 94.5186.260000 = 0.92m s （ 3） 载荷系数 K： 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机，载荷有轻微冲击，则取使用系数 KA = 1.25， P210取 8级精度，根据 P194表 10-8取 KV = 1.08，由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.06，由 P198 图 10-3 的 KH = KF = 1.2 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.25 1.081.06 1.2 = 1.72 （ 5） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径： d1 = d1t KKt3 = 94.5 1.721.73= 94.8mm （ 6） 同轴式中心距要满足： N2= 1.09108 v= 0.92m s K = 1.72 d1= 94.8mm nts- 10 - a d12 (1+i2) = 94.82 (1+3) = 189.6mm 要同时满足接触疲劳强度要求应满足 a 189.6mm，因此取a=190mm。 .对于高速级齿轮： 1.计算参数： mn = 2acosz1 +z2= 2190cos12103 = 3.26mm 取第 一 系列标准模数 mn = 3.5mm z1 +z2 = 2acosmn= 2190 cos123.5 = 105 取 z1 +z2 = 105 z1 = z1:z21:i = 1054.92 = 21.3取 Z1=21 z2 = 105 21 = 84 = cos;1（ z1 +z2） mn2190 = 14.74 与假设值相近 ，满足要求。 2按齿根弯曲强度校核： （ 1） 载荷系数： K = KAKVKHKH = 1.251.211.07 1.1 = 1.78 （ 2）纵向重合度 ： = 0.318dz1 tan = 0.3180.9tan14.74 21 = 1.58 根据机械设计 P217 图 10-28 取螺旋角影响系数 Y = 0.93 （ 3）当量齿数： ZV1 = z1cos3 = 21cos3 14.74 = 23.2 ZV2 = z2cos3 = 84cos3 14.74 = 92.9 （ 3） 应力校正系数： 根据机械设计 P200 表 10-5 应力校正系数 YSa1 = 1.57， YFa1 = 2.68 YSa2 = 1.81， YFa2 = 2.11 （ 4） 寿命系数： 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.886， KFN2 = 0.91 （ 5） 根据机械设计 P208 图 10-20c 取小齿轮弯曲疲劳强度极限 a 189.6mm a=190mm = . z1 = 21 z2 = 84 = . = . = 1.58 ZV1 = 23.2 ZV2 = 92.9 nts- 11 - FE1 = 260MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 = 200MPa （ 6） 计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 S=1.25 F1 = KFN1FE1S = 0.8862601.25 = 184MPa F2 = KFN2FE2S = 0.912001.25 = 145.6MPa YFa1YSa1F1 =2.68 1.57184 = 0.02286 YFa2YSa2F2 =2.11 1.81145.6 = 0.02623 比较发现大齿轮的值较大。 mn 2KT1Y cos2 dz12 YFYSF3 mn = 0.02623 21.78 0.93133900cos2 14.740.9212 1.653= 2.55 8 365 10=29200h 所以该轴承寿命校核合格 。 九键的选择及校核： P = 2TKhL = 4TdhL P 键 的材料为 45Cr， =125-150 MPa 1. 高速轴上的键： （ 1） 与带轮相连处选键 890，单键， bhL=8790 L=90-8=82mm P = 4TdhL = 413390028 782 = 33.3 125 MPa 满足要求。 （ 2） 与齿轮相连处 选键 1462，单键， bhL=14962 P = 4TdhL = 413390050 938 = 31.3 125 MPa 满足要求。 2. 中间轴上的键： 与 高 速级大齿轮相连处选键 1462，单键， bhL=14962 因为两键处的轴直径即 d 相等，因此只需要校核低速级大齿轮处即可。 P = 4TdhL = 450410050 938 = 117.9 125 MPa 满足要求。 3. 低速轴上的键： （ 1）与低速级大齿轮相连处选键 20100， B 型 单键， bhL=2012 73 P = 4TdhL = 4145220070 12 73 = 94.7 125 MPa 满足要求。 （ 2）与联轴器相连处选键 16107，单键， bhL=1610 107 P1=5132N P2=5006 N Lh 73980 nts- 21 - P = 4TdhL = 4145220055 10 91 = 107 125 MPa 满足要求。 十：箱体结构设计： 减速器箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构 1. 传动件速度小于 12，故采用浸油润滑，为避免搅起沉渣 ，齿顶到油池的距离取 H=40mm，为保证机盖与机座连接处密封，连接处凸缘有足够宽度，表面精创，表面粗糙度取 6.3。 2. 机体为铸造加工，为方便拔模，圆角取 R=5mm 3. 机座壁厚： =0.025a+3=8.75，取 =10mm 4. 机盖壁厚： 1=0.02a+3=7.6，取 =8mm 5. 机座凸缘厚度： b=1.5 =15mm 6. 机盖凸缘厚度： b1=1.5 1=12mm 7. 机座底凸缘厚度： b2=2.5 =25mm 8. 地脚螺钉直径： df=0.036a+12=20.28,取 df=24mm,数量取 n=6 9. 窥视孔和窥视盖尺寸：孔： 150160mm,盖： 200200mm 10. 放油螺栓： M16 11. 油标尺尺寸： M16 12. 轴承旁连接螺栓直径： d1=0.75df=18mm,取 d1=20mm 13. 机盖与机座连接螺栓直径： d2=(0.50.6)df=12mm 14. 轴承端盖螺钉直径： 高速轴： d3=6mm， n=4 中间轴： d3=8mm， n=4 低速轴： d3=10mm， n=6 15. 窥视孔盖螺钉直径： d4=8mm 16. 定位销直径： d=8mm 17. df、 d1、 d2 到外壁距离，查表分别为 34、 26、 18mm 18. df、 d2 到凸缘边缘距离为 28、 16mm 19. 外机壁到轴承端面的距离： L1=54mm 20. 大齿轮顶圆与内壁距离： 1 1.2 = 12mm 取 20mm 21. 机座 与机 盖 肋厚度： m1=0.85 1=8.5 取 9mm m=0.85 =6.8 取 9mm 22. 吊环： d=(2.53) =25mm s=(23) =20mm 23.吊钩： R=(1.52) =15mm s=(23) =20mm 十一： 润滑 与密封 ： 润滑 1，本设计采用油润滑 原因：润滑冷却效果较好， f 较小，但供油系统和密封装置均较复杂，适于高速场合。 润滑方式：飞溅润滑，由于转速 12m/s,不容易形成油雾，通过适当的油沟来把油引入各个nts- 22 - 轴承中。 1）齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为50+
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号