f分流式减速器课程设计01.9%1.6%350%130%154.5.doc
f分流式减速器课程设计01.9%1.6%350%130%154.5
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共28页)
编号：519739
类型：共享资源
大小：496.83KB
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：
-
f分流式减速器课程设计01.9%1.6%350%130%154.5,减速器课程设计
- 内容简介：
-
1 计算过程及其说明 结果 一、 设计任务书 1 总体布置简图 如右图所示 2 工作条件：使用年限为 15 年， （每 年 工 作 300 天），两 班 制，带 式运输机工作平稳，转向不变。 3原始数据 运输带曳引力 F（ N） ： 1900 运输带速度 V（ m/s） ： 1.6 滚筒直径 D (mm)： 350 4设计内容 （ 1）电动机的选择与运动参数计算 （ 2）传动装置的设计计算 （ 3）轴的设计 （ 4）滚动轴承的选择与校核 （ 5）键的选择和校核 （ 6）联轴器的选择 （ 7）装配图、零件图的绘制 （ 8）编写设计计算说明书 5设计任务 （ 1）减速器总装配图一张 （ 2）低速轴、闷盖零件图各一张 （ 3）设计说明书一份 6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、键及联轴器的校核及草图绘制 （ 4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 hL =72000h F=1900N V=1.6m/s D=350mm 二、 传动方案的拟定 由设计任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。 分流式二级圆柱齿轮传动 三、 电动机 的选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 Y 系列 2、选择电动机容量： （ 1）工作机所需功率wPnts 2 wP =FV/1000=1900 1.6/1000 =3.04 kw wP =3.04kw wn=60 1000V/ D =87.4 r/min wn=87.4r/min (2) 电动机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的 输出功率为 dP=wP/ 试中为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 2 2 31 3 3 gg其中1，2，3分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取1=0.99，2=0.96，3=0.98 2 2 31 3 3 = 2 2 30 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 8 =0.85 =0.85 电动机的输出功率为 dP=wP/ =3.04/0.85 =3.58 kw dP=3.58 kw （ 3） 确定电动机的额定功率edP选定电动机的额定功率edP=4 kw edP=4 kw 3、 选择电动机的转速 wn=87.4 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，12i=3 6 则总传动比可取 1i=9，2i=36 则电动机转速的可选范围为 nts 3 1dn=9wn=9 87.4=786.6 r/min 2dn=36wn=36 87.4=3146 r/min 可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min的三种电动机进行比较，如下表： 1dn =786.6r/min 2dn =3146r/min 表 1 电动机方案比较表（指导书 表 20-1） 方案 电动机型号 额定功率（ kw） 电动机转速（ r/min） 电动机质量（ kg） 传种装置总传动比 同步 满载 1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.98 2 Y112M-4 4 1500 1440 43 16.48 3 Y112M-2 4 3000 2890 45 33.07 由表中数据可知，方案 1 的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案 1，选定电动机型号为 Y132M-6 电动机型号 Y132M-6 4、电动机的技术参数和外型、安装尺寸 表 2 电动机参数（指导书 表 20-2） 型号 H A B C D E F GD G Y132M-6 132 216 178 89 38 80 10 8 33 K AB AD AC HD AA BB HA L 12 280 210 135 315 60 238 18 515 四 、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 （ 1）传动装置总传动比 /mwi n n=960/87.4 =10.98 （ 2）分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比1i=3.52 ，则低速级的圆柱齿轮的传动比2i为 2i=i /1i=10.98/3.52=3.12 由指导书 表 2-1 及表 2-2 知，传动比合理 i =10.98 1i=3.52 2i=3.12 五、 计算传动装置的运动和动力参数 1. 各轴转速 电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，nts 4 低速级轴为轴，带轮轴为轴，则 I II mn n n=960 r/min 1IIIII nn i960/3.52 r/min=272.73 r/min 2IIIIV V nnn i 272.73/3.12 r/min =87.4 r/min I II mn n n=960 r/min IIIn=272.73r/min IVn 87.4r/min Vn=87.4r/min 2. 按电动机额定功率edP计算各轴输入功率 I edPP=4 kw 1II IPP=4 0.99 kw=3.96 kw 23III IIPP =3.96 0.96 0.98 kw =3.73 kw 23IV IIIPP =3.73 0.96 0.98 kw =3.51 kw 31V IVPP =3.51 0.98 0.99 kw =3.40 kw IP=4 kw IIP=3.96 kw IIIP=3.73 kw IVP=3.51 kw VP=3.40 kw 3. 各轴 转矩 9550IIIPT n=9550 4/960 Nm =39.79 Nm 9550IIIIIIPT n=9550 3.96/960 Nm =39.39 Nm 9550IIIIIIIIIPT n=9550 3.73/272.73 Nm =130.61 Nm 9550IVIVIVPT n=9550 3.51/87.4 Nm =383.53 Nm IT=39.79 Nm IIT=39.39Nm IIIT=130.61Nm IVT=383.53Nm nts 5 9550VVVPT n=9550 3.40/87.4 Nm =371.51 Nm VT=371.51Nm 将计算结果汇总列表如下 表 3 轴的运动及动力参数 项目 电动机轴 I 高速级轴 II 中间轴 III 低速级轴 IV 带轮轴 V 转速（ r/min） 960 960 272.73 87.4 87.4 功率（ kw） 4 3.96 3.73 3.51 3.40 转矩(Nm ) 39.79 39.39 130.61 383.53 371.51 传动比 1 3.52 3.12 1 效率 0.99 0.94 0.94 0.97 六 、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （ 1）选择材料、精度及参数 a . 按图 1 所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88） c . 材料选择。查图表（ P 表 10-1），选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 275 HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 236 HBS，二者的硬度差为 39 HBS。 d . 初选小齿轮齿数1Z=25，则大齿轮齿数 2Z=3.52 25=88 1u=3.52 e .初选螺旋角 =14 f .选取齿宽系数d：d=1.2 7 级精度（ GB10095-88） 小齿轮： 40Cr（调质） 275 HBS 大齿轮： 45 钢（调质） 236 HBS 1Z=25 2Z=88 1u=3.52 =14 （ 2）按齿面接触强度设计 按下式试算 21 13112 1t HEtd a HkT u Z Zdu 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选1tk=1.6 d=1.2 1tk=1.6 nts 6 b. 分流式小齿轮传递的转矩1T=IIT/2 =19.70Nm c. 查图表（ P 图 10-30）选取区域系数HZ=2.433 （表 10-6）选取弹性影响系数EZ=189.8 12MPa d. 查图表（ P 图 10-26）得 1a=0.768 ，2a=0.87 12a a a =0.768+0.87=1.638 e. 许用接触应力 1H=600MPa， 2H=530MPa 则 H=（ 1H+ 2H） /2 =（ 600+530） /2=565 MPa f. 由式 N=60njhL 计算应力循环次数 1160 hN n jL=60 960 1 72000=4.15 910 21/ 3.52NN=4.15 910 /3.52=1.178 910 1T=19.70Nm HZ=2.433 EZ=189.8 12MPa 1a=0.768 2a=0.87 a=1.638 1H =600MPa 2H =530MPa H =565 MPa 1N=4.15 910 2N=1.178 910 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径1td2331 2 1 . 6 1 9 . 7 0 1 0 3 . 5 2 1 2 . 4 3 3 1 8 9 . 81 . 2 1 . 6 3 8 3 . 5 2 5 6 5td mm =30.19 mm b. 计算圆周速度 1 1 1 / 6 0 1 0 0 0tV d n=3.14 30.19 960/（ 60 1000） m/s =1.52 m/s c. 计算齿宽 b 及模数ntm1td=30.19 mm 1V=1.52 m/s nts 7 b=d 1td=1.2 30.19 mm=36.23 mm ntm=1tdcos /1Z=1.17 mm h =2.25ntm=2.25 1.17 mm=2.64 mm b/h=36.23/2.64=13.74 d. 计算纵向重合度=0.318d 1Ztan =0.318 1.2 25 tan14 =2.378 e. 计算载荷系数 K 使用系数AK=1，根据 V=1.52 m/s， 7 级精度查图表（ P 图10-8）得动载系数vK=1.08 查图表（ P 表 10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4 由公式 231 . 1 2 0 . 1 8 0 . 2 3 1 0HdKb 得 231 1 . 1 2 0 . 1 8 1 . 2 0 . 2 3 1 0 3 6 . 2 3HK =1.387 查图表（ P 图 10-13）得1FK=1.352 由式 A V H HK K K K K 得载荷系数1K=1 1.13 1.4 1.387=2.194 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 3ttKddK 得31 2 . 1 9 43 0 . 1 9 1 . 6d mm=33.54 mm g. 计算模数1nmb=36.23 mm ntm=1.17 mm h =2.64 mm b/h=13.74 =2.378 AK=1 vK=1.08 HK=1.4 FK=1.4 1HK=1.387 1FK=1.352 1K=2.194 1d=33.54 mm nts 8 1nm=1dcos /1Z=33.54 cos14 /25 mm =1.3 mm 1nm=1.3 mm （ 3） 按齿根弯曲疲劳强度设计 按式 2111 2112 c o s FSndFK T Y YYmZ 计算 1） 确定计算系数 a. 计算载荷系数 由式 A V F FK K K K K 得1K=1 1.13 1.4 1.352=2.14 b. 根据纵向重合度=2.378 查图表（ P 图 10-28） 得螺旋角影响系数 Y=0.87 c. 计算当量齿数 3311 / c o s 2 5 / c o s 1 4VZZ =27.37 3322 / c o s 8 8 / c o s 1 4VZZ =96.33 d. 查取齿形系数 查图表（ P 表 10-5）1FY=2.563 ，2FY=2.187 e. 查取应力校正系数 查图表（ P 表 10-5）1SY=1.604 ，2SY=1.786 f. 计算 弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85 ，2FNK=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE=380 MPa ，由式 limNKS 得 1=0.85 500/1.4 MPa=303.57 MPa 2=0.88 380/1.4 MPa=238.86 MPa 1K=2.14 Y =0.87 1VZ=27.37 2VZ=96.33 1FY=2.563 2FY=2.187 1SY=1.604 2SY=1.786 S=1.4 1FNK=0.85 2FNK=0.88 1FE=500 MPa 2FE=380 MPa 1 =303.57 MPa 2 =238.86 MPa nts 9 g. 计算大小齿轮的 FSFYY并加以比较 111FSFYY=2.563 1.604/303.57=0.01354 222FSFYY=2.187 1.786/238.86=0.01635 大齿轮的数值大 111FSFYY=0.01354 222FSFYY=0.01635 2） 设计计算 23231 2 2 . 1 4 1 9 . 7 0 1 0 0 . 8 7 c o s 1 4 0 . 0 1 6 3 51 . 2 2 5 1 . 6 3 8nm mm =0.97 mm 由以上计算结果，取1nm=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径1d=33.54 mm 计算应有的齿数 11c o s / nZ d m=33.54 cos14 /2=16.27 取1Z=28 ，则2 1 1Z uZ=3.52 28=98 1nm=2 mm 1Z=28 2Z=98 （ 4） 几何尺寸计算 1） 计算中心距 1 1 21 () 2 ( 2 8 9 8 )2 c o s 2 c o s 1 4nm Z Za mm =129.86 mm 将中心距圆整为 130 mm 2） 按圆整的中心距修正螺旋角 1 1 21() 2 ( 2 8 9 8 )a r c c o s a r c c o s 1 4 1 5 1 22 2 1 3 0 onm Z Za 因 值改变不多，故参数a， K，HZ等不必修正 3） 计算大小齿轮的分度圆直径 1 1 1 / c o snd Z m =28 2/cos 14 1512o =57.78 mm 2 2 1 / c o snd Z m =98 2/ cos 14 1512o =202.22 mm 4） 计算齿轮宽度 11dbd=1.2 57.78mm=69.34mm 1a=130 mm 14 1512o 1d=57.78 mm 2d=202.22mm 1B=75mm nts 10 圆整后取1B=75mm ，2B=70mm 2B=70mm 5） 结构设计 由 e 21tm， 小齿轮做成齿轮轴 由 160mm hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6008。 C=13200N 0C=9420N X=1 Y=0 pf=1.2 P=359.54N hL=859127h 深沟球轴承 6008 2轴 III 上的轴承选择与计算 由轴 III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力rF=1176.74N，aF=0， =10/3， n=272.73r/min 1）查滚动轴承样本（指导书表 15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206 的基本额定动载荷 C=36200N，基本额定静载荷0C=22800N 2）求轴承当量动载荷 P 因为aF=0，径向载荷系 数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（ P 表 13-6），取pf=1.2，则 P=pf（ XrF+YaF） =1.2（ 1 1176.74+0） N =1412.09N 3）验算轴承寿命 1 0 / 3661 0 1 0 3 6 2 0 06 0 6 0 2 7 2 . 7 3 1 4 1 2 . 0 9hCLnP h =3035776h hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 rF=1176.74N aF=0 =10/3 n=272.73r/min C=36200N 0C=22800N X=1 Y=0 pf=1.2 P=1412.09N hL=3035776h 外圈无挡边圆柱滚子轴承 N206 3输出轴上的轴承选择与计算 nts 23 由轴 IV 的设计知，初步选用深沟球轴承 6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力rF= 2244rtFF=3706.46 N，aF=0， =3 ，转速 n=87.4/min 1）查滚动轴承样本（指导 书表 15-3）知深沟球轴承 6210 的基本额定动载荷 C=27000N，基本额定静载荷0C=19800N 2）求轴承当量动载荷 P 因为aF=0，径向载荷系数 X=1，轴向载荷系数 Y=0，因工作情况平稳，按课本（ P 表 13-6），取pf=1.0，则 P=pf（ XrF+YaF） =1.（ 1 3706.46+0） N =3706.46N 3）验算轴承寿命 3661 0 1 0 2 7 0 0 06 0 6 0 8 7 . 4 3 7 0 6 . 4 6hCLnP h =73714h hL=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承 6210。 rF=3706.46N aF=0 n=87.4/min C=27000N 0C=19800N X=1 Y=0 pf=1.0 P=3706.46N hL=73714h 九、 键连接的选择与校核计算 1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴 II 的设计知初步选用 键 C10 70，IIT=39.39Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是 钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。键的工作长度l =L-b/2=70mm-5mm=65mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 39.39 310 /4 65 35MPa =8.66MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 C10 70 选用 键 C10 70GB1096-79 2齿轮 2（ 2）与轴 III 的键连接 1) 由轴 III的设计知初步选用键 10 56， T = /2IIIT=65.305Nm 2) 校核键连接的强度 nts 24 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。键的工作长度l =L-b=56mm-10mm=46mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 65.305 310 /4 46 32MPa =22.18MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 10 56 3齿轮 3 与轴 III 的键连接 1) 由轴 III 的设计知初步选用键 10 80， T =IIIT=130.61Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。键的工作长度l =L-b=80mm-10mm=70mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 130.61 310 /4 70 34MPa =27.44MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 10 80 选用： 键 10 56GB1096-79 选用： 键 10 80GB1096-79 4齿轮 4 与轴 IV 的键连接 1) 由轴 IV 的设计知初步选用键 18 80， T =IVT=383.53Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ，取p=110MPa 。键的 工作长度l =L-b=80mm-18mm=62mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 11mm=5.5mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 383.53 310 /5.5 62 62MPa nts 25 =36.28MPap=110MPa 可见连接的强度足够 ，选用 键 18 80 选用： 键 18 80GB1096-79 5联轴器与轴 IV 的键连接 1) 由轴 IV 的设计知初步选用键 12 100， T =IVT=383.53Nm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（ P 表 6-2）查得许用应力p=100-120MPa ， 取p=110MPa 。键的工作长度l =L-b=100mm-12mm=88mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8mm=4mm。由式 32 1 0pTkld 可得 32 1 0IIpT kld =2 383.53 310 /4 88 42MPa =51.88MPap=110MPa 可见连接的强度足够，选用 键 12 100 选用： 键 12 100GB1096-79 十、 联轴器的选择 1输入轴（轴 II）的联轴器的选择 根据轴 II 的设计， 选用 TL6 型弹性套柱销联轴器 （ 35 钢） ，其尺寸如下表所示 型号 T（ Nm ） n（ r/min） 2d（ mm） L（ mm） 转动惯量（ 2kg m ） TL6 250 3800 35 82 0.026 2输出轴（轴 IV）的联轴器的选择 根据轴 IV 的设计，选用 HL3 型弹性柱销联轴器 （ 35 钢） ，其尺寸如下表所示 型号 T（ Nm ） n（ r/min） 2d（ mm） L（ mm） 转动惯量（ 2kg m ） HL3 630 5000 42 112 0.6 十一、 减速器附件设计 1视孔盖 视孔盖： A=120mm nts 26 选用 A=120mm 的视孔盖。 2通气器 选用通气器（经两次过滤） M18 1.5 3油面指示器 根据指导书表 9-14，选用 2 型油标尺 M16 4油塞 根据指导书 9-16，选用 M16 1.5 型油塞 和垫片 5 起吊装置 根据指导书表 9-20，箱盖选用吊耳 d=20mm 6定位销 根据指导书表 14-3，选用销 GB117-86 A6 30 7 起 盖螺 钉 选用螺钉 M8 20 通气器： M18 1.5 油面指示器： 2 型油标尺 M16 油塞： M16 1.5 吊耳： d=20mm 定位销： 销 GB117-86 A6 30 起盖螺钉： M8 20 十二、 润滑与密封 1齿轮的润滑 采用浸油润滑， 由于高速级大齿轮浸油深度不小于 10mm，取为油深 h=57mm。根据指导书表 16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。 2滚动轴承的润滑 由于轴承的1dn=38400 / minmm r 160000 / minmm r 2dn=8181.9 / minmm r 160000 / minmm r 3dn=4370 / minmm r 160000 / minmm r 故选用脂润滑。根据表 16-4 ，选用滚动轴承脂 ZGN69-2 3密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴 II 及轴 IV 的轴承两端采用凸缘式 端盖，而嵌入式端盖易于安装和加工，轴 III选用外圈无挡边滚子轴承，故选用嵌入式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封。 齿轮润滑： L-AN22 h=57mm 1dn=38400 / minmm r 2dn=8181.9 / minmm r 3dn=4370 / minmm r 滚动轴承脂： ZGN69-2 nts 27 总结 机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专 业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满
- 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。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号