二级斜齿减速器课程设计90.72%1%350%144%162.pdf
二级斜齿减速器课程设计90.72%1%350%144%162
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计90.72%1%350%144%162,减速器课程设计
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机械设计课程设计报告 带式输送机减速装置设计 姓 名: zcp68941125 学 号: 指导教师: 日 期:2007年4月20 nts 2目 录 课程设计任务书 3 电动机的选择 4 传动装置的运动和动力参数计算 4 窄 V 带传动设计 6 减速器高速级齿轮设计 7 减速器低速级齿轮设计 11 轴的设计计算 （输入轴） 14 轴的设计计算 （中间轴） 15 轴的设计计算 （输出轴） 16 滚动轴承的选择及计算 19 键连接的选择及校核计算 21 连轴器的选择 22 减速器附件的选择 22 润滑与密封 22 参考资料 22 心得体会 23 nts 3机械设计课程设计任务书 传动方案的分析与拟定 1设计题目 设计某车间零件传送设备的传动装置 1）传动布置方案 2）已知条件 输送带主动轴输出转矩 T=720Nm 输送带工作速度 V=1.00m/s（允许输送带速度误差5%） 滚筒直径D=350mm 滚筒效率=0.96（包括滚筒轴承的效率损失） 3）设备工作条件，室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作 8 年，车间有三相交流电源。 2课程设计的内容 本次设计的对象为普通减速器，具体内容是： 1） 设计方案论述。 2） 选择电动机。 3） 减速器外部传动零件设计（含连轴器选择） 。 4） 减速器设计。 设计减速器的传动零件； 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度； 按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度； 选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 选择各配合尺寸处的公差与配合； 决定润滑方式，选择润滑剂。 5） 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。 nts 46） 编写设计说明书。 电动机的选择 1 选择电动机类型 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 2 选择电动机容量 按式（2-2） ，电动机工作效率为 wdPP= 按式（2-3） ，工作机所需工作功率 wP （KW）为 1000 9550vwwFTnP = （其中，T 为工作机所需转矩， wn 为转速） 传动装置的总效率为 4212 3 45 = 按表 2-5 确定各部分效率为：V 带传动效率1 =0.96，滚动轴承（一对）2 =0.99，闭式齿轮传动3 =0.97，联轴器：4 =0.99，传动滚筒：5 =0.96，代入，得 420.96 0.99 0.97 0.99 0.96 0.825 = = 由传送带工作速度 v=0.75m/s，滚筒直径 D=250mm，确定转速 wn =57.3r/min；输出转矩T=680 Nm ，故所需电动机功率为： 680 57.54.959550 9550 0.825wdTnPKW= =由 Y 系列电动机技术数据，选取电动机额定功率 edP 为 5.5KW 3确定电动机转速 滚筒工作转速 wn =54.6r/min 总传动比范围通常取 16 160i = ，电动机转速范围为 (16 160) 54.6 / min 873.6 8736 / mindwnin r r= = 4确定电动机型号 由表 20-1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为 Y132S-4。 传动装置的运动和动力参数计算 1分配传动比 144026.3754.60mwnin= = 2分配传动装置各级传动比 nts 5取V带传动传动比 1 3i = ，则减速器传动比126.378.793iii= =减 ，取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 2 1.4 1.4 8.79 3.51ii=减 ，则低速级的传动比为 328.792.513.51iii= =减。 4运动和动力参数计算 1 轴（电动机轴） 111114.991440 / min4.999550 9550 33.091440ddPP KWnn rPTNmn=null2 轴（高速轴） 2112122222124.99 0.96 4.791440480 / min39550 95.3 0.99 4.742 0.99 98.3dPP KWnnriPTNnPP KWTTNm= = = =3 轴（中间轴） 32323233333334.6480136.8 / min3.519550 321.13 0.99 4.55 0.99 317.92PP KWnnriPTNnPPKWTT Nm= = =4 轴（低速轴） 43334344444444.42136.854.5 / min2.519550 774.5 0.99 4.38 0.99 766.8PP KWnnriPTNnPPKWTT Nm= = = =5 轴（滚筒轴） nts 65445455555554.3454.5 / min9550 760.5 0.99 4.3 0.99 752.9PP KWnn rPTNmnPPKWTT Nm= =运动和动力参数的计算结果汇总列出表格（表 1） 表 1 各轴运动和动力参数 功率 P/KW 转矩 T/Nm 轴名 输入 输出 输入 输出 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电动机轴 - 4.990 - 33.09 1440 3 096 2 轴 4.79 4.742 95.30 94.35 480 3.51 0.96 3 轴 4.6 4.544 321.13 317.92 136.8 2.51 0.96 4 轴 4.42 4.38 774.5 766.8 54.5 滚筒轴 4.34 4.3 760.5 752.9 54.5 1 0.98 传动件设计计算 窄 V 带传动设计 1确定计算功率 caP 由表8-6 查得工作情况系数 1.1AK = ，故 1.1 4.95 5.445ca APKP KW= 2选取窄V带带型 根据 caP 、年，由图 8-9 确定选用 SPZ 型。 3 确定带轮基准直径 由表 8-7 取主动轮基准直径 1 80ddmm= 。根据式（ 8-15） ，从动轮基准直径213 80 240dddid m m= = 。根据表 8-7，取 2 250ddmm= 。 按式（8-13）验算带的速度 11 3.14 80 14406.029 / 3.5 /60 1000 60 1000ddnvms = =ooo ooo所以主动轮上的包角合适。 6 计算窄 V 带的根数 z 由式（8-22）知00()caLPzPPKK=+由 1 1440 / minnr= ， 1 80ddmm= ， 3i = ，查表 8-5c 和表8-5d 得 0 1.6PKW= 0 0.22PKW= 查表8-8，得 0.92K = ，查表 8-2，得 0.94LK = ，则 4.953.15(1.6 0.22) 0.92 0.94z =+取 4z = 。 7 计算预紧力 0F 由式（8-23）知 202.5500 ( 1)caPFqvvz K=+ 查表8-4，得 0.07 /qkgm= ，故 204.95 2.5500 ( 1) 0.07 6.029 178.86.029 4 0.92FNN= + =8 计算作用在轴上的压轴力 pF 由式（8-24） ，得 0152.6 152.62 sin 2 4 178.8 sin 1389.622pFzF N N=oo9带轮结构设计 材料选用HT200， 减速器高速级齿轮设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动 nts 82）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） 3）材料选择。由表 10-1选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HB，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HB，二者材料硬度差为 40HB。 4）选小齿轮齿数 1 20Z = ，大齿轮 2 70.2Z = ，故选 2 70Z = 。 5）初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： 123121()tHEtdHKT u Z Zdu +1）确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6。 由图选取区域系数 ZH=2.433。 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 1 =0.75， 2 =0.87，则 = 12 + =1.62。 由表10-7 选取齿宽系数 1d = 。 由表10-6 查得材料的弹性影响系数 189.8EZ MPa= 。 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600H MPa = ；大齿轮lim 2 550H MPa = 。 由式 10-13 计算应力循环次数 911982160 60 480 1 (2 8 300 8) 1.11 10/ 1.11 10 / 3.51 3.17 10hNnjLNNu= = 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1 0.92HNK = ， 2 0.93HNK = 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式（10-12）得 1212 0.92 600 552 0.93 550 511.5 ( ) / 2 531.8HHHHHMPaMPaMPa=+ =2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t 由计算公式得 32312 1.6 95.3 10 4.51 2.433 189.8()1 1.62 3.51 531.856.71tdmm = 计算圆周速度 11 56.71 4801.425 /60 1000 60 1000tdnvms = = 计算齿宽b 及模数 ntm nts 91111 56.71 56.71cos 56.71 cos142.75202.25 2.25 2.75 6.19/ 56.71/ 6.19 9.16dttntntbd mdmmmzhm mbh= =o 计算纵向重合度 10.318 tan 0.318 1 20 tan14 1.584dZ=o 计算载荷系数 K 取 1AK = ，根据 1.425 /vms= ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 1.065VK = ；由表 10-4查得22 31.12 0.18(1 0.6 1 ) 1 0.23 10 56.71 1.42HK =+ + = ；由表 10-13 查得1.34FK = ；由表 10-3查得 1.4H FKK = = 。故载荷系数 1 1.065 1.4 1.42 2.12AVH HKKKKK= = = 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 3311 / 56.71 2.12 /1.6 63.14ttddKK mm= 计算模数 nm 11cos 63.14 cos143.0620ndmmZ = =o3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 213212cosFSandFKT Y Y YmZ 1）确定计算参数 计算载荷系数 1 1.065 1.4 1.34 1.99AVF FKKKKK= = = 根据纵向重合度 1.584 = ，从图查得螺旋角影响系数 0.88Y = 。 计算当量齿数 113322332021.91cos cos 147076.7cos cos 14VVZZZZ= = =oo 查取齿形系数 由表查得 1 2.724FY = ； 2 2.227FaY = 查取应力校正系数 由表查得 1 1.569SaY = ； 2 1.763SaY = 查取弯曲疲劳强度极限 由图10-20c 查得小齿轮 1 500FE MPa = ，大齿轮 2 380FE MPa = 查取弯曲疲劳寿命系数 nts 10由图10-18 查得 1 0.92FNK = ， 2 0.93FNK = 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s = ，由式（10-12） ，得 1112220.92 500 328.571.40.93 380 252.41.4FN FEFFN FEFKMPasKMPas= = = 计算大、小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 1112222.724 1.5690.013 328.572.227 1.7630.016 252.4Fa SaFFa SaFYYYY=大齿轮的数值大。 2）设计计算 3232 1.99 95.3 10 0.88 cos 140.0161 400 1.621.98nmmm=o对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取 nm =2.0mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径1 63.14dm= ，由 11cos 63.14 0.9730.632ndZm = =， 取 1 31Z = ，则 2 108.8Z = ,取 2 109Z = 。 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 12( ) (31 109) 2144.332cos 2 cos14ZZmnammm+= =o将中心距圆整为 144 mm。 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()arccos 13 32242ZZmna+=o3）计算大、小齿轮的分度圆直径 112263.77cos224.23cosZmndmmZmndmm=4）计算齿轮宽度 1 1 63.77 63.77dbmm= = = nts 11圆整后取 2 64B mm= ； 1 69B mm= 。 5.结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)， 并绘制大齿轮零件图(从略)。 减速器低速级齿轮设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动 2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） 3）材料选择。由表 10-1选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HB，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HB，二者材料硬度差为 40HB。 4）选小齿轮齿数 1 25Z = ，大齿轮 2 2.51 25 62.75Z = = ，故选 2 63Z = 。 5）初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： 123121()tHEtdHKT u Z Zdu +1）确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6。 由图选取区域系数 ZH=2.433。 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得 1 =0.77， 2 =0.84，则 = 12 + =1.61 由表10-7 选取齿宽系数 1d = 。 由表10-6 查得材料的弹性影响系数 189.8EZ MPa= 。 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim 1 600H MPa = ；大齿轮lim 2 550H MPa = 。 由式 10-13 计算应力循环次数 811882160 60 136.8 1 (2 8 300 8) 3.15 10/ 3.15 10 / 2.51 1.25 10hNnjLNNu= = 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 1 0.95HNK = ， 2 0.96HNK = 。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式（10-12）得 1212 0.95 600 570 0.96 550 528 ( ) / 2 549HHHHHMPaMPaMPa=+ =2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t 由计算公式得 nts 1232312 1.6 321.13 10 3.51 2.433 189.8()1 1.64 2.51 54985.91tdmm = 计算圆周速度 11 85.91 136.80.615 /60 1000 60 1000tdnvms = = 计算齿宽b 及模数 ntm 1111 85.91 85.91cos 85.91 cos143.33252.25 2.25 3.33 7.49/ 85.91/ 7.49 11.47dttntntbd mdmmmzhm mbh= =o 计算纵向重合度 10.318 tan 0.318 1 25 tan14 1.584dZ=o 计算载荷系数 K 取 1AK = ，根据 0.615 /vms= ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 1.05VK = ；由表 10-4查得22 31.12 0.18(1 0.6 1 ) 1 0.23 10 85.91 1.43HK =+ + = ；由表 10-13 查得1.39FK = ；由表 10-3查得 1.4H FKK = = 。故载荷系数 1 1.05 1.4 1.43 2.1AVH HK KKK K= = = 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 3311 / 85.91 2.1/1.6 93.36ttddKK mm= 计算模数 nm 11cos 93.36 cos143.6225ndmmZ = =o3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 213212cosFSandFKT Y Y YmZ 1）确定计算参数 计算载荷系数 1 1.05 1.4 1.39 2.04AVF FKKKKK= 根据纵向重合度 1.584 = ，从图查得螺旋角影响系数 0.88Y = 。 计算当量齿数 113322332527.39cos cos 146369.03cos cos 14VVZZZZ= = =oonts 13 查取齿形系数 由表查得 1 2.62FY = ； 2 2.268FaY = 查取应力校正系数 由表查得 1 1.59SaY = ； 2 1.736SaY = 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10-20c 查得小齿轮 1 500FE MPa = ，大齿轮 2 380FE MPa = 查取弯曲疲劳寿命系数 由图10-18 查得 1 0.93FNK = ， 2 0.94FNK = 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4s = ，由式（10-12） ，得 1112220.93 500 332.141.40.94 380 255.141.4FN FEFFN FEFKMPasKMPas= = = 计算大、小齿轮的Fa SaFYY并加以比较 1112222.62 1.590.0125 332.142.268 1.7360.0154 255.14Fa SaFFa SaFYYYY=大齿轮的数值大。 2）设计计算 32322 2.1 321.13 10 0.88 0.970.0154125 1.612.58nmmm =对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取 nm =3mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径1 93.00dm= ，由 11cos 93.36 0.9730.23ndZm = =， 取 1 30Z = ，则 2175.3ZuZ=,取 2 75Z = 。 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 12()(3075)3162.372cos 2 cos14ZZmnammm+= =o将中心距圆整为 162 mm。 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()arccos 13 32242ZZmna+=o3）计算大、小齿轮的分度圆直径 nts 14112230 392.57cos 0.972275 3231.4cos 0.9722ZmndmmZmn= = =4）计算齿轮宽度 1 1 92.57 92.57dbmm= = = 圆整后取 2 93B mm= ； 1 98B mm= 。 5.结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)， 并绘制大齿轮零件图(从略)。 轴的设计计算 2 轴 (输入轴 )： 1 作用在齿轮上的力 112295.3298963.77tan tan 202989 1121.5cos cos13 3224tan 760.75tnrtatTFNdFF NFF N= = =oo2 初步确定轴的最小直径 1133min 014.79112 24.11480PdA mn= 3 轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 由于 安装带轮，所以该段直径尺寸选为 25mm。 考虑到轴向定位可靠，所以 段直径选为 30 段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 30307 型，即该段直径定为 35mm。 段轴为小齿轮，齿顶圆直径为 67.77mm。 、 轴肩固定轴承，直径为 45mm。 nts 15 段轴要安装轴承，直径定为 35mm。 3）各段长度的确定 、 长度定为 50mm。 ， 安装轴承长度定为 22.75mm,取整数为 23mm。 段为齿轮，定为 69mm。 段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 156mm。 定为 24mm。 4按弯扭合成应力校核轴的强度 求得支反力 1 1639.3NHF N= ， 2 2893.7NHF N= ；弯矩 123439.3HM Nmm=，1 53790.56VM Nmm=；最大总弯矩1134650.23M Nmm= 根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 160MPa= ，取 6.0= ，轴的计算应力为22 221313() 134650.23 (0.6 95300)0.749 0.1 68.77caMTMPaW + += =+故安全。 2）截面 IV右侧 抗弯截面系数 330.1 0.1 70 34300W d mm mm= = 抗扭截面系数 330.2 0.2 70 68600W d mm mm = = 截面 IV左侧的弯矩 M 为 185440.78M Nm= 扭矩为 4 774500TNm= 截面上的转切应力为 4 77450011.2968600TTTMPa MPaW = = 过盈配合处的k值， 由附表 3-8 用插入法求出， 并取k=0.8k， 于是得k=0.36，k=2.53 轴采用磨削加工， （附图3-4）表面质量系数为 92.0= ， 轴表面未经强化处理，即 1q = ，则综合系数值为 111 3.16 1 3.250.92111 2.53 1 2.620.92kKkK=+= + =+= + = 又由3-1 及3-2 得碳钢的特性系数 1.0= ， 05.0= ，于是轴的疲劳安全系数为 112215.649.748.27 1.5amamcaSKSKSSSS=+=+=+故安全。 滚动轴承的选择及计算 2 轴：轴承30307的校核 1）径向力 nts 2022 2 2111639.3 714.35 1788.2rA NH NVF FF N=+= + =22 2 22893.7 407.15 2922.2rB NH NVFFF N=+= + = 2) 派生力 1788.2470.6221.9rAdAFFNY= =，2922.2769221.9rBdBFFNY= =3) 轴向力 由于1760.75 769 1529.75adB dAFF NF+= += ，所以轴向力为 760.75aAF = ， 769aBF = 4) 当量载荷 由于 e=0.31,760.750.431788.2aArAFeF=，7690.262922.2aBrBFeF= =所以符合要求。 3 轴：轴承30308的校核 1) 径向力 22 2 21176.63 1833.38 1834.5rA NH NVF FF N=+= + =,22 2 21836.39 4150.43 4538.5rB NH NVF FF N=+= + = 2) 派生力 1834.5539.56221.7rAdAFFNY= =,4538.51334.85221.7rBdBFFNY= =3) 轴向力 由于11670.8 1334.85 3005.65adB dAFF NF+= + = ，所以轴向力为 2466.1aAFN= ，1334.8aBFN= 4) 当量动载荷 由于 1.34aArAFeF=， 0.29aBrBFeF=所以符合要求。 4 轴：轴承30312的校核 1) 径向力 22 2 2114770.63 960.74 4866.4rA H VF FF N=+= + =222688.9rb H VF FF N=+= 2) 派生力 4866.41431.3221.7rAdAFFNY= =，2688.9790.85221.7rBdBFFNY= =3) 轴向力 由于11758.28 790.85 2549.13adB dAFF NF+= + = ，所以轴向力为 1117.8aAFN= ，790
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