二级圆锥圆柱减速器课程设计289.3%0.525%350%184.docx
二级圆锥圆柱减速器课程设计289.3%0.525%350%184
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减速器课程设计
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二级圆锥圆柱减速器课程设计289.3%0.525%350%184,减速器课程设计
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华中科技大学 机械设计 课程设计 减速器设计说明书 学院名称 ： 机械科学与工程学院 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级 ： 0710班 姓 名 ： 黄彦鑫 指导老师 ： 胡于进 设计时间： 2010年 6月 21日 2010年 7月 8日 nts 第 1 页 / 共 36 页 目 录 第一章 设计任务书 . 2 第二章 传动方案的拟定及说明 . 3 第三章 电动机的选择 . 3 第四章 计算传动装置的运动和动力参数 . 4 第五章 传动件 设计计算 . 6 第六章 轴的设计计算 . 15 第七章 键连接的选择及校核计 算 . 24 第八章 滚动轴承的选择及计算 . 25 第九章 联轴器的选择 . 29 第十章 润滑与密封 . 30 第十一章 减速器附件的选择 . 31 第十二章：设计小结 . 35 附录：参考资料目录 . 36 nts 第 2 页 / 共 36 页 第一章 设计任务书 题目：设计一用于带式运输机传动装置中的双级斜齿圆柱齿轮减速器 一 总体布置简图 图 1 二 工作情况： 载荷轻微冲击、单向旋转 、工作环境清洁 三 原始数据 运输带的有效拉力 F（ N）： 9300N 滚筒的直径 D（ mm）： 350mm 运输带速度 V（ m/s）： 0.525 10 年双班 生产规模： 少批量 四 设计内容 1 电动机的选择与运动参数计算； 2 齿轮传动设计计算 3 轴的设计 4 滚动轴承的选择 5 键和连轴器的选择与校核； 6 装配图、零件图的绘制 7 设计计算说明书的编写 nts 第 3 页 / 共 36 页 第二章 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：双级 圆锥 齿轮减速器。 根据已知条件计算出工作机的滚筒转速为 若选用同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机，则可估算出传动装置的总的传动比 i 约为 53 或 35，此处传动比较大，故按图 1 所示的传动方案进行设计 。 第三章 电动机的选择 1.电动机类型和结构的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用 Y系列三相异步电动机。 2.电动机容量的选择 1） 工作机所需的有效功率为 Pw Fv/1000 =(9300 0.525/1000)kW=4.8825kW 2） 电动机的输出功率 为了计算电动机的所需功率 Pd,先要确定从电动机到工作机的总效率 。设 1、 2、 3、4、 5、 6 分别为弹性联轴器、闭式 圆柱 齿轮传动（ 8级精度）、 闭式圆锥齿轮传动（ 7级）、 滚动轴承、开式 圆柱 齿轮传动、滚筒效率，由 课程设计 表 2-2查得 1=0.99, 2=0.97, 3=0.97, 4=0.99, 5=0.94， 6=0.96。 则传动装置总效率为 12234556 0.7916 电机所需功率为： Pd Pw/=6.618kW 由表 16-1 选取电动机的额定功率为 7.5kW。 3.电动机转速的选择 6 0 1 0 0 0 / ( ) 6 0 1 0 0 0 0 . 5 2 5 / ( 3 5 0 ) 2 8 . 6 5 / m i nwn v D r nts 第 4 页 / 共 36 页 选择常用的同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 两种。 4. 电动机型号的确定 根据电动机所需功率和同步转速，查表 16-1 可知，电动机型号为 Y160M-6 和 Y132M-4。根据电动机的满载转速 nm 和滚筒转速 nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总的传动比列于下表中。 电动机的数据机及总的传动比 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 轴外伸直径/mm 轴外伸长度/mm 1 Y160M-6 7.5 1000 970 34.9 42 110 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 52.36 38 80 由上表可知，方案 2 转速高、价格低、总传动比较大，同时因采用开式齿轮传动需较大的中心距，选用传动比较大的方案，故选用电机型号为 Y132M-4。 第四章 计算传动装置的运动和动力参数 1.传动装置的总传动比及其分配 根据表 2-3，取开式齿轮传动的传动比 i3=5， 则减速器的总传动比为 i=52.36/ 5=10.47 取 i=10.5， 高速级锥齿轮传动比 i1=0.25i=0.25 10.5=2.625 圆整后取 i1=2.5 低级传动比为 i2=i/i1=10.5/2.5=4.2 圆整后取 i2=4 nts 第 5 页 / 共 36 页 则 i= i1 i2=2.5 4=10 则开式齿轮传动比 i=52.36/10=5.236 2.各轴的转速计算： n1=nm=1440r/min n2= n1/ i1=(1440/2.5) r/min =576 r/min n3= n2/ i2=(576/4) r/min =144 r/min n4 =n3=144 r/min 3.各轴的输入功率计算： P1=Pd1=6.106 kW P2= P123=5.803 kW P3= P223=5.573 kW P4= P331=5.462 kW 4.各轴的输入转矩计算： T1=9550P1/ n1=40.495 Nm T2=9550P2/ n2=96.213Nm T3=9550P3/ n3=369.598 Nm T4=9550P4/ n4=362.237 Nm 各轴的运动及动力参数 轴号 转速（ r/min） 功率（ kW） 转矩 （ N m） 传动比 1 1440 6.106 40.495 2.5 4 1 2 576 5.803 96.213 3 144 5.573 369.598 4 144 5.462 362.237 nts 第 6 页 / 共 36 页 第五章 传动件设计计算 (一 )高速级齿轮的传动设计 1 = 11= 58011.4 = 414.29 2 = 22= 550 11.4 = 392.86 1 = 11= 220121.8 = 244.44 高速级齿轮设计条件： 功率 P1=6.106kW 主动轮转速： n1=1440r/min 传动比： i1=2.5 转矩： T1=40495N mm 1.选齿轮材料、热处理方式及计算许用应力 1） 材料及热处理 按使用条件，属中速、轻载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大 3050HBS，具体选择如下： 小齿轮： 45 钢，调质处理，硬度为 230255HBS；大齿轮： 45钢，正火处理，硬度为 190217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮齿面硬度为 200HBS。 2） 确定许用应力。 按齿面硬度查图 3-16得， Hlim1=580MPa和 Hlim2=550MPa；查图 3-17 得， Flim1=220MPa， Flim2=210 MPa。 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 ZN,YN。 1 =60 1 t=60 11440 (10300 16) = 4.147109 N2= 11= 1.659109 查图 3-18 得， ZN1=ZN2=1,查图 3-19 得 YN1=YN2=1。 计算许用应力 由表 3-2 取 SHlim=1.4 ， SFlim=1.8 1 = 580 2 = 550 1 = 314 2 = 300 小齿轮材料： 45钢，调质，硬度为230HBS 大齿轮： 45 钢，正火， 硬度为200HBS Hlim1=580MPa Hlim2=550MPa Flim1=220MPa Flim2=210 MPa YN1=YN2=1 ZN1=ZN2=1 nts 第 7 页 / 共 36 页 2 = 22= 210121.8 = 233.33 1 ()2 410.85(10.5)232.分析失效形式，确定设计准则 由于设计 是 软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小也可能发生轮齿疲劳折断。因此，该齿轮传动主要按齿面疲劳强度设计，确定其主要参数，再校核轮齿的弯曲疲劳强度。 3.初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 根据前面计算可知 小 锥 齿轮的名义转矩 T1=40495N mm 选择齿轮类型 初估齿轮的圆周速度 v7m/s,为直齿圆锥 齿轮传动。 选 择齿轮传动精度 按估算的圆周速度，由 课程设计 表 18-16 初步选 7 级精度。 初 选参数。 z1=26， z2=z1i1=262.5=65， x1=x2=0，由表 3-6 取 R=0.3。 初算齿轮的主要尺寸。 a）用式（ 3-22）计算 d1 需首先确定系数看 K、 ZH、 ZE、 Z、 Z。因电机驱动，载荷中等冲击，齿轮转速不搞，非对称布置，轴的刚性较小，由相关表可以查得 KA=1.1， Kv=1.2， K =1.2， K =1， K=KA Kv K K =1.584 查图 3-11得： ZH=2. 5， 查表 3-2 得： ZE=189.8， HP= HP1 1 ()2 410.85(1;0.5)23 =93.32mm m1=d1 /z1=3.589mm 7 级精度 z1=26 z2=65 KA=1.1 Kv=1.2 K =1.2 K =1 K=1.584 ZH=2. 5 ZE=189.8 HP= HP1 m1=4mm d1=104mm nts 第 8 页 / 共 36 页 (二 )低 速级齿轮的传动设计 低速级齿轮设计条件： 功率 P2=5.803kW 主动轮转速： n2=576r/min 1 = 4111(10.5)2131+2= 98.72 = 1.4 同理校核另一截面也满足，故该轴是安全的。 = 21.12 = 21.13 = 8.0 = 5.12 = = 5.12 = 0.2 = 0.1 = 1.825 = 1.625 = 0.94 = 0.81 = 0.76 = 9.91 nts 第 24 页 / 共 36 页 第七章 键连接的选择及校核计算 公称尺寸bh 轴的公称直径 （ mm） 键长度 （ mm） 工作长度（ mm） 键类型 转矩 （ Nm） 极限应力 （ MPa） 高速轴 108 38 70 65 C 40.495 8.20 中间轴 128 40 36 24 A 96.213 50.11 低速轴 1811 58 56 38 A 369.598 60.98 128 40 100 94 C 369.598 49.15 由于键采用静联接，冲击轻微， 材料选用 45 钢， 所以许用挤压应力 MPap 110 ， 所以上述键皆安全。 注：键连接极限应力计算公式： p = 2Tdlk p nts 第 25 页 / 共 36 页 第 八 章 滚动轴承的选择及计算 （一）高速级 轴： 根据轴的 直径和工作条件，选用 角接触 轴承 7210C 型 图 九 轴承受力简图 已知 高速级齿轮 有： 齿轮的分度圆直径： d=104mm 轴传递的转矩 T： = 40495 齿轮的圆周力： = 2= 2(1;0.5)= 916.176 齿轮的径向力： = = 123.84 齿轮的轴向力： = = 309.6 根据受力有： 171Fr2=(171+70.5)Fr 171Fr1=70.5Fr 解得： Fr1=127.64N Fr2=437.24N 计算轴向派生力（ S=0.5Fr）： S1=0.5 Fr1=63.82N S2=0.5 Fr2=218.62N FA+ S2 S1 Fa1= S1=63.82N； Fa2= S2 +FA=342.46N （ 1）求当量载荷 P。 查表 12-5 可得， 7210C 轴承的 C0r=26.8kN， Cr=32.8kN；轻微冲Fr1=127.64N Fr2=437.24N Fa1=63.82N Fa2=342.46N C0r=26.8kN nts 第 26 页 / 共 36 页 击，取 fP=1.2 因 10= 63.8226800 = 0.0024，查表可得， e=0.36 因 11= 0.5 ，查表得 X1=0.44， Y1=1.53，故 P1=fp(X11+Y1Fa1)=184.57N 因 20= 342.4626800 = 0.0128，查表可得， e=0.38 因 22= 0.78 ，查表得 X2=0.44， Y2=1.47，故 P2=fp(X22+Y2Fa2)=834.96N (2)计算轴承寿命 Lh。 已知球轴承 =3，因工作温度小于 120，取 ft=1。 = 10660（2 ）3= 7.02105 120 年 满足寿命要求。 Cr=32.8kN fP=1.2 P1=184.57N P2=834.96N ft=1 120 年 满足寿命要求 （二）中间 轴： 根据轴的直径和工作条件，选用深沟球轴承 6306 型 图 十 轴承受力简图 （ 1）求当量载荷 P。 FA=309.6N 1 = 111.12 +1664.32 = 1668 2 = 831.62 +1924.52 = 2096.2 FA=309.6N Fr1=1668N Fr2=2096.2N Cr=27kN nts 第 27 页 / 共 36 页 查表 12-5 可得， 6306 轴承的 Cr=27kN， C0r=15.2kN；轻微冲击，取 fP=1.1 因 0= 309.615200 = 0.020，查表可得， e=0.21. 因 1= 0.18 ，故 P1=fp 1=1834.8N P2=fp 2=2305.8N (2)计算轴承寿命 Lh。 已知球轴承 =3，因工作温度小于 120，取 ft=1。 = 10660（2 ）3= 4.97104 10.35 年 满足寿命要求。 C0r=15.2kN fP=1.1 P1=1834.8N P2=2305.8N ft=1 10.35 年 满足寿命要求 （二）低速级 轴： 根据轴的直径和工作条件，选用深沟球轴承 6210 型 图十 一 轴承受简图力 （ 1）求当量载荷 P。 1 = 608.562 +1672.012 = 1779.3 Fr1=1779.3N Fr2=1064.8N nts 第 28 页 / 共 36 页 2 = 364.182 +1000.572 = 1064.8 查表 12-5 可得， 6210 轴承的 C0r=19.8kN， Cr=27kN；轻微冲击，取 fP=1.2 P1=fp1=2135.2N P2=fp2=1277.7N (2)计算轴承寿命 Lh。 已知球轴承 =3，因工作温度小于 120，取 ft=1。 = 10660（2 ）3= 2.34105 48 年 （ 3）因转速较低，此处还需进行静强度计算 查表得 X0=0.6， Y0=0.5， S0=1.2 P01= 0.6， max =1779.3N C0r/P01=11.13 S0=1.2 满足寿命要求。 C0r=19.8kN Cr=27kN fP=1.2 P1=2317.9N P2=1095.1N ft=1 2.34105 满足寿命要求 nts 第 29 页 / 共 36 页 第 九 章 联 轴器的选择 （一）电动机与减速器之间的联轴器选择 因轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，此处选用弹性套柱销联轴器。 工作条件为轻微冲击，查表 9-2 取 =1.3 = 9550 = 9550 7.51440 = 49.74 = = 1.349.74 = 64.65 n=1440r/min 查表 13-5，选用 TL6 型弹性套柱销联轴器。其技术参数：许用转矩 T=250Nm;许用转速 nmax=3800r/min；孔径范围3242mm。结构参数：两半联轴器选用长圆柱形孔（ Y 型），C 型键槽，电动机的输出端孔径为 3880mm，减速器输入轴端孔径及长度为 3880mm。该联轴器标记为： TL638823882 GB/T 4323-2002 （二）减速器与开式齿轮轴之间的联轴器选择 选用弹性 联轴器。 工作条件为轻微冲击，查表取 =1.3 = 362.237 = = 1.3362.237 = 470.91 n=144r/min 查表 13-5，选用 TL7 型 弹性 联轴器。其技术参数：许用转矩T=500Nm;许用转速 nmax=3600r/min；孔径范围4048mm。结构参数：主动端半联轴器选用长圆柱形孔（ Y型）， C 型键槽，从动端半联轴器选用有沉孔的短圆柱形轴孔（ J型）， C 型键槽，减速器的输出端孔径为 40110mm，开始齿轮输入轴端孔径及长度为 4090mm。该联轴器标记为： TL74011240112 GB/T 4323-2002 =1.3 = 64.65 n=1440r/min TL638823882 GB/T 4323-2002 =1.3 = 470.91 n=144r/min TL74011240112 GB/T 4323-2002 nts 第 30 页 / 共 36 页 第十章 润滑与密封 (一 ) 齿轮的润滑 在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度 v 而定，经过前面的计算可知，高速级齿轮的圆周速度约为 7.74m/s，低速级的齿轮圆周速度约为 2.17m/s，可采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差 14mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，高速级大齿轮离池底 185mm，其齿 宽 65mm，大锥齿轮应至少浸油 0.7 个齿宽， 故最低油面取 111mm，润滑油选用 L-CKC68，最小油量为 9.30L。 （二）滚动轴承的润滑 因浸油齿轮的最大圆周速度为 7.74m/s，故采用飞溅润滑，需开设油沟。装配图上已画出。 （三）密封方法的选取 为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性，对于透盖，因工作环境清洁，此处选用毡圈油封。 浸油润滑 最低油面取 111mm 润滑油选用 L-CKC68 最小油量为 9.30L 飞溅润滑， 需开设油沟 分箱上涂密封胶 装纸封油垫 毡圈油封 nts 第 31 页 / 共 36 页 第十 一 章 减速器附件的选择 （一）窥视孔和视孔盖 作用：为了检查箱内齿轮啮合情况及注油； 位置：为便于同时观察高、低速齿轮工作情况； 由表 14-4，同时考虑到减速箱的尺寸，选择的结构尺寸如下： A B A1 B1 C K R 螺钉尺寸 螺钉数目 150 110 180 140 165 125 5 M616 8 图十 二 窥视孔和视孔盖 （二）通气装置 减速器在工作时，箱内温度升高，气体膨胀，压力增大，对减速器各部接缝面的密封很为不利，故常在箱顶部装有透气装置，使减速器内热胀的气体能自由逸出，保持箱内的压力正常，从而保证减速器各部分接缝面的密封性能。查表 14-10，选用 A 型通气罩，其结构见装配图，结构尺寸如下表： (单位均为 mm) d d1 d2 d3 d4 D h a b c M181.5 M331.5 8 3 16 40 40 12 7 16 nts 第 32 页 / 共 36 页 （三）起吊装置 吊耳 为了便于搬运减速器，在减速器及箱体、箱盖上铸出起吊耳环，按表 14-13 知箱体重量约 2.6kg，选用 2 个 M16 吊环螺钉，主要尺寸如下： d=16mm d4=64mm D1 =34mm h =31mm l=28mm 起吊钩 ： B4=c1+c2=36mm H40.8 B4=29mm h40.5H4 r0.25B=9mm b=22=20 2 为箱座厚， c1、 c2 为扳手空间。 nts 第 33 页 / 共 36 页 （四）油面指示装置 油标 由于减速器齿轮是采用浸油 法润滑传动件的减速器，为了在 加注润滑油或工作中比较方便地 检查箱内油面的高度，确保箱内 的油量适度，因此要在减速器的 箱体的低速级传动件附近的箱壁 上装有游标。游标不能装在高速 级，因高速级齿轮的转速大于低 速级，油的拌搅大，油面不稳定。 油标的结构图如右图，结构尺寸 见下表： d d3 b D d1 h c D1 d2 a M12 6 6 20 4 28 4 16 12 10 (五 )放油孔和油塞 放油孔设置在箱座底面最低处，以能将污油放尽。箱座底面常做成 11.5倾斜面，在油孔附近应做成凹坑。螺塞有六角头圆柱细牙螺纹和圆锥螺纹两种， 此处选用圆柱细牙螺纹，需加封油垫片。 螺塞直径可按减速器的箱座壁厚的 22.5 倍选取。螺塞尺寸 和油封垫片的尺寸查表 14-14 和 14-15，选取 M201.5 （六）起盖螺钉 起盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为 2 个，直接与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取 10mm；长度应大于箱盖凸缘厚度，取 20mm，故螺钉为 螺栓 GB/T 5783 M1020。螺钉端部制成圆柱端，以免损坏螺纹和剖分面。 （七） 定位销 两个定位销钉设在箱体连接凸缘上，相聚尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座能正确定位。此外，还要考虑到定位销拆装时不与其它零件相干涉。综合以上因素考虑，nts 第 34 页 / 共 36 页 并结合表 11-31，选取销钉为 销 GB/T117 A830。 （八）轴承端盖 因凸缘式端盖有便于调整和密封性好等优点，此处选用凸缘式端盖。根据轴是否穿过端盖，轴承端盖又分为闷盖和透盖。各轴上的端盖参照表 14-1 进行选取。 其结构示意图见参考资料【 1】第 133 页，结果尺寸如下： 轴 类型 D mm d3 mm d0 mm d5 mm D0 mm D5 mm D2 mm e mm b1 mm h mm D4 mm d1 mm B mm 透盖 90 10 11 86 115 85 140 12 14 8 80 46 10 闷盖 72 10 11 70 97 68 112 12 14 8 62 - - 闷盖 90 10 11 88 115 85 140 12 14 8 80 透盖 46 10 注：此章所指表格均来自参考资料【 1】 nts 第 35 页 / 共 36 页 第十二章： 设计小结 为期三周的课程设计写到这里基本就算是结束了，三周来紧张忙碌时少不了的，但 更多的还 是内心的满足感。 早就听说了这学期有课程设计， 没开始的时候很不以为然，觉得减速箱，只要条件已知，用三维软件很快就能搞定，而真正开始做起来的时候才发现完全不是那么一回事。设计减速器，开始只有寥寥无几个参数和条件，我们就在这三个星期的时间中从无到有，从最开始的 不到两行字的 几个条件 最后竟然到了长达 35 页纸的总结报告，回头想想真是感慨万分，从那么少的条件竟然可以衍生出这么庞大的部件，这也不禁让我感慨机械设计的博大精深。 在学机械设计之前，我参加过很多机械方面的比赛，参加过机械创新大赛，设计过一些机械机构。然后在学完机械设计做完这次课程设计之后，我才发现，以前的 设计 是多么简陋与幼稚，虽然自己认为做得还可以，但实际上很多设计是不符合机械设计规范的，这令我感到十分惭愧。而这三个星期的设计可谓是真正的设计，虽然它仅仅是比较基础的设计，但它让我真正触碰到了机械设计的
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