关 键 词：

减速器课程设计

资源描述：

二级直齿减速器课程设计1057%0.5%450%192.5%252.5(2),减速器课程设计

内容简介：

机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2011 2012 学年第 1 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导 教师 李历坚 职称 教授 学生姓名 周青青 专业班级 机械设计 092 学号 09405701020 题 目 展开式双级直齿圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 25 日 2012 年 1 月 3 日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 若干 张 4 5 6 nts机 械 设 计 设计说明书 展开式双级直齿圆柱齿轮减速器 起止日期 ： 2011 年 12 月 25 日 至 2012 年 1 月 3 日 学 生 姓 名 周青青 班级 机械设计 092 学号 09405701020 成绩 指导教师 ( 签字 ) 李历坚 nts目 录 第一章 设计任务 .第 2 页 第二章 传动方案分析 .第 3 页 第三章 原动件的选择与传动比的分配 .第 4 页 3.1 原动件的选择 .第 4 页 3.2 计算总传动比和分配传动比 .第 6 页 第四章 传动零件的设计计算 .第 8 页 4.1 传动带的计算 .第 8 页 4.2 齿轮的计算 .第 10 页 4.3 减速器低速级的齿轮传动 . 第 14 页 第五章 轴的设计及计算 .第 18页 5.1 传动轴的设计 . 第 18 页 5.2 轴承寿命的校核 . 第 24 页 第六章 箱体结构及减速器附件设计 .第 26页 6.1 箱体的设计 . 第 26 页 6.2 箱体附件设计 . 第 26 页 第七章 设计小结 .第 28页 第八章 参考文献 .第 29页 nts第一章 设计任务 设计任务如图 1.1所示，为用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度 v的允许误差为 5；二班制（每班工作 8h），要求减速器设计寿命为 8年，大修期为 2 3年，中批量生产；三相交流电源的电压为 380/220V。 已知数据： 输送带最大有效拉力 F（ N） 输送带工作速度 v（ m/s） 输送机滚筒直径 D（ mm） 7000 0.50 450 图 1.1 带式传动系统示意图 1.电机 2.V 带传动 3.两级圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.输送带 nts 第二章 .传动方案分析 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传 动装置传动比不大，采用二级传动， 带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台两级直齿圆柱齿轮减速器， 轴端连接选择弹性柱销联轴器。 图 1.2 带式传动系统示意图 1.电机 2.V 带传动 3.两级圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.输送带 nts第三章 .原动件的选择与传动比的分配 3.1 原动件的选择 (1)电动机类型的选择 根据动力源和工作条件，并 参照第 12 章 选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电 源的电压为 380V。 图 3-3 带式输送机传动系统简图 1 电动机； 2一联轴器； 3 两级圆柱齿轮减速器； 4 联轴器； 5 开式圆柱齿轮传动； 6 滚筒； 7 输送带 （ 2）电动机容量的选择 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 1000FvPW =7000 0.5/1000=3.5kW 设：w5 输送机滚筒轴（ 5 轴）至输送带间的传动效率； c 联轴器效率，c=0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8 级），g=0.97； g 开式圆柱齿轮传动效率， g=0.95； b 一对滚动轴承效率，b=0.99； cy 输送机滚筒效率，cy=0.96。 估算传动系统总效率为 w54534231201 nts式中， c01=0.99 9603.097.099.012 gb 9603.097.099.023 gb 9801.099.099.034 cb 9405.095.099.045 gb 9504.096.099.05 cybw 则传动系统的总效率 为 =0.99 0.96030.96030.98010.94050.9504=0.7998 工作时，电动机所需的功率为 Wd PP =3.5/0.7998=4.376kW 由表 12-1 可知，满足 Pe Pd条件的 Y 系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为 5.5kW。 （ 3）电动机转速的选择 根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速wn为 wn=60000 0.5/（ 3.14 450） =21.23r/min 方案号 电动机型号 额定 功率 （ kW） 同步转速 （ r/min） 满 载转速 （ r/min） 总传动比 i 外伸轴径D （ mm） 轴外伸长度 E （ mm） Y132S-4 5.5 1500 1440 58.78 38 80 Y132M2-6 5.5 1000 960 39.18 38 80 通过对上述两种方案比较可以看出：方案 I 选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为 58.78，这对两级减速传动而言不算大，故选方案 I 较为合理 Y132S-4 型三相异步电动机的额定功率 Pe=5.5kW，满载转速mn=1440r/min。由表 12-2 查得电动机中心高 H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为 D=38mm 和 E=80mm nts3.2 计算总传动比和分配传动比 3.2.1、计算总传动比 根据电动机的满载转速mn和工作机所需转速wn，按下式计算机械传动系统的总传动比 i ： wmnni =1440/21.23 = 67.8 （ 3-5） 在另一方面，由机械设计课程可知，机械传动系统的总传动比 i 应等于各级传动比的连乘积，即 21 iii ni由传动系统方案 （ 见图 3-3） 知： 01i 1 ； 34i 1 按表 3-4查取开式圆柱齿轮传动的传动比为 45i 4 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比i=67.8/(1 1 4)=16.96 3.2.2、传动比的分配 在设计多级传动的传动系统时，分配传动比是设计中的一个重要问题。传动比分配得不合理，会造成结构尺寸大、相互尺寸不协调、成本高、制造和安装不方便等。因此，分配传动比时，应考虑下列 几点原则： （ 1） 各种传动的每级传动比应在推荐值的范围内 （ 2） 各级传动比应使传动系统尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象。例如， V 带传动的传动比选得过大，将使大带轮外圆半径ar大于减速器中心高 H （ 3）设计双级圆柱齿轮减速器时，应尽量使高速级和低速级的齿轮强度接近相等，即按等强度原则分配传动比。 （ 4） 当减速器内的齿轮采用油池浸油润滑时，为了使各级大齿轮浸油深度合理，各级大齿轮直径应相差不大，以避免低速级大齿轮浸油过深，而增加搅油损失 展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传 动的润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取1i=（ 1.3 1.4）2i或1i=i3.1i4.1，其中1i、2i分别为高速级和低速级的传动比，i为减速器的总传动比。对于同轴式双级圆柱 齿轮减速器，一般取1i=2i=i。 各级传动比分别为； i01=1; i12=4.69; i23=3.62; i34=1; i45=4 3.2.3传动系统的运动和动力参数计算 nts传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0 轴（电动机轴）： mnn0=1 440r/min dPP04.376kW T0=9550*P0/n0=9550 4.376/1440=29.02Nm 1 轴（减速器高速轴）： 114400101 inn=1 440r/min 0101 PP 4.3760.99=4.332kW T1=9550 4.332/1440=28.73Nm 2 轴（减速器中间轴）： n2=n1/i12=1440/4.69=307r/min 1212 PP 4.3760.9603=4.202kW T2=9550 4.202/307=130.71Nm 3 轴（减速器低速轴）： n3=307/3.62=84.81r/min 2323 PP 4.202*0.9603=4.035kW T3=454.36Nm 4 轴（开式圆柱齿轮传动高速轴）： n4=n3/1=84.81r/min 3434 PP 4.035 0.9801=3.955kW T4=9550 3.955/84.81=445.35Nm 5轴（开式圆柱齿轮传动低速轴、即输送机滚筒轴）： n5=n4/4=84.81/4=21.20r/min 4545 PP 3.9550.9405=3.720kW T5=9550 3.720/21.20=1675.75Nm 表 3-1 各轴的运动与动力参数 轴号 转速 n/(r/min) 功率 P(kw) 扭矩 T(N m) 1 1440 4.332 28.73 2 307 4.202 130.71 3 84.81 4.035 454.36 4 84.81 3.955 445.35 nts 第四章 传动零件的设计计算 4.1 传动带的计算 4.1.1 计算设计功率caPeAca PKP caP 计算功率， KW; AK 工作情况系数，见表 8-7； eP 所需传递的额定功率， KW。 由上述可知电动机的功率为 kwPe 5.5， V 带轮转速为 n1=1440r/min， V 带传动比 3i ，每天工作 16 小时。 由【 1】表 8-7 查的工作情况系数 2.1AK ，所以 kwkwpKPeAca 6.62.15.5 4.1.2 选择 V 带的型号 根据caP、 1n 由图 8-11 选用 A 型 1） 初选小带轮基准直径1dd。由【 1】表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直 径1dd=140mm. 2） 验算带速 v 。按【 1】式（ 8-13）验算带的速度： 4.76100060 93.142890100060 11 ndv d m/s因为 sm/5 1.5 故可知安全。 （ 3)截面的右侧 抗弯截面系数 3333 5.9112451.01.0 mmmmdW 抗扭截面系数 3333 18225452.02.0 mmmmdW T 弯矩 M及弯曲应力为 mmNmmNM 43.1 2 4 3 8 075.65 25.25-75.6525.2 0 1 9 2 6 MP aMP aWMb 65.135.9112 43.124380 扭矩3T及扭矩切应力为 mmNT 4130003 M PaM PaWTTT66.22182254130003 过盈配合处的k ，由附表 3-8求出，取 kk 8.0 =，于是可得 k =3.1 ， kk 8.0 =2.48 按照磨削加工，由图可得表面质量系数为 88.0= 轴未经表面强化处理，即 1=q，由公式可得综合系数为 23.31-88.0 11.31- 1 =+=+= KK616.21-88.0 148.21-1 =+=+= KKnts所以截面右侧的安全系数为 242.601.065.1323.3 275 1 maKS 313.5266.2205.0266.22616.21551 mKS046.4313.5242.6 313.5242.6S 2222ca SSSS 1.5 故安全足够。 5.2 轴承寿命的校核 查得滚动轴承样本可知，圆锥滚子轴承 30308的基本额定动载荷 C=90800N,基本额定静载荷 5.2.1 求出两轴承受到的径向载荷 1rF 和 2rF 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面 (图 5-3a)和水平面 (5-3b)两个平面力系，其中图 (5-3c)中的tF为通过另加转矩而平移指向轴线，图 (5-3a)中的aF亦应通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。受力分析可知： 圆周力 NNdTFt 405109.2034130002243 径向力 NFFFttr 1503151014c o s20t a nc o s t a n 轴向力 NFFFtta 1010151014t a nt a n NdFFF arvr 80.35.192 2-75.671 NFFF vrrvr 8.150680.31503- 12 NFF tHr 65.13835.192 75.651 NFFF HrtHr 35.266765.13834051- 12 NFFF Hrvrr 66.138321211 NFFF Hrvrr 53.306322222 5.2.2 求两轴承的计算轴向力 1aF 和 2aF nts对于圆锥滚子轴承，按表可知轴承派生轴向力 Fd=Fr/2Y,由表 13-5查得 Y=1.7,因此 NNF d 96.4067.12 66.13831 NNF d 04.9017.12 53.3 0 6 32 12 dad FFF +所以轴承 1被放松，轴承 2被压紧。 NFFF daa 04.191104.901101021 NFF da 04.90122 5.2.3 求轴承当量动载荷 1P 和 2P 因为， ； 由表 13-5可查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 轴承 1 40.01 X , 7.11 Y 轴承 2 12 =X , 02 =Y 因为轴承运转中有轻微的冲击载荷，由表可得 2.11=pf，取 1.1=pf，则 NFYFXfP arp 46.418204.19117.166.138340.01.1)( 11111 NFYFXfP arp 88.336904.901053.306311.1)( 22222 5.2.4 验算轴承的寿命 因为 21 PP ,所以按照轴承 1的受力验算 hLhpcnL hh 2 6 2 8 02436531 2 3 9 0 0 0 0)46.4182 9 0 8 0 0(4.3860 10)(6010 31031016 6 所以所选轴承的寿命足够。 第六章 .箱体结构及减速器附件设计 6.1 箱体的设计 6.1.1 铸造箱体的结构设计 nts减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内 零件的良好的润滑和可靠的密封。 设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度 、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要按照经验确定，减速器的主要尺寸如下： 箱体壁厚： mm30 箱盖壁厚： mm201 箱座的凸缘厚度： mm15b = 箱盖的凸缘厚度： mm15b1= 箱座底的凸缘厚度： mm25b 2 = 地脚螺栓直径： mm16df 地脚螺栓个数 6n= 轴承旁联接螺栓直径： mm14d1 = 箱盖 、箱座联接螺栓直径： mm10d 2 = 轴承端盖螺钉直径： mm8d3 =检查孔盖螺钉直径： mm8d4 = 箱盖的肋板厚度为： mm10m1 = 箱盖的肋板厚度为： mm9m 2 = 大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离： mm201 齿轮端面与箱体内壁间的距离： mm152 6.2 箱体附件设计 为了检查传动件啮合情况 、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速器上安装以下附件。 6.2.1 窥视孔和窥视孔盖 窥视孔是为了观察运动件的啮合情况 、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。 6.2.2 通气器 由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高 、压力增大，所以必须采用 通气器沟通箱体内外的气流， 以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上。 6.2.3 起吊装置 起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。主要的尺寸如图 4-1。 nts 图 6-1 6.2.4 油标 油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较稳定 ,且不妨碍减速器正常工作的地方。 6.2.5 油塞与排油孔 为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为20mm。 6.2.6 定位销 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱 体联接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在不对称位置，以便于定位精确。销 A6 35。 6.2.7 起盖螺钉 为了便于起盖，在箱盖侧边的凸缘上装 1个起盖螺钉。起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。 nts第七章 .设计小结 经过几周的 学习 ，我终于完成了 机械 设计 这门课程的设计作业 ，在整个设计过程中，感觉学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化 ,使自己在机械设计方面的应用能力得到了很大的加强 。 除了知识外，也体会到 要成为一名优秀的 设计人员在设 计过程中必须 具有严谨 认真 的工作态度 ，并且要 注意当中的每一个细节 。在设计过程中， 会遇到各种各样的问题，特别是那些及其细微的地方，更是作为一名机械设计者来说必须克服