二级直齿减速器课程设计70.85%1.25%370%114%130.doc
二级直齿减速器课程设计70.85%1.25%370%114%130
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计70.85%1.25%370%114%130,减速器课程设计
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机械设计课程设计 计算说明书 设计题目： 二级圆柱齿轮减速器 设计者： 单思 (学号： 04108335) 东南大学 08级机械设计制造及其自动化 汽车 1 班 指导教师： 刘娜 2010 年 7 月 22 日 nts 前言 “机械设计课程设计”说起来是一门课程，而实际上却包含着诸如材料力学、机械原理、机械设计、 CAD 制图等众多学科的专业知识。在课程设计的过程当中，要求我们能够对以前学过的各门课的知识能够进行综合运用，并结合“机械设计课程设计”课程本身的要求，对设计对象进行设计。说实在的，这对于我们初次进行课程设计的同学来说 ，在短短的三周之内要完成这样的一项任务，并非易事。 这次我们的设计题目是“二级展开式圆柱齿轮减速器”。在课程设计的 3 周内，我将分析题目，对主要零部件进行了选材，并进行了各级传动零件、轴、轴承、箱体等的设计计算，并对强度、刚度、稳定性进行了校核。其次，我将进行齿轮、轴等主要零件的尺寸设计计算，并用 AutoCAD 软件进行了齿轮零件图、轴零件图。最后，将图形打印出，并将计算参数、设计计算过程编制成机械设计课程设计计算说明书，参与答辩。一下是这次设计的一些数据编录成册。 nts 目录 第 一 部分 . 传动方案设计 . 6 1.1 总传动比的确定 . 6 1.2 电动机的选择 . 6 1.3 齿轮分配计算 . 7 1.4 传动动力计算 . 8 第 二 部分 两级齿轮减速箱技术设计 . 9 2. 1 齿轮参数初步确定 . 9 2.1.1 第一对齿轮 . 10 2.1.2 第二对齿轮 . 10 2.1.3 齿轮的校核 . 11 2.1.4 两对齿轮的数据记录 . 12 2.2 轴的设计与校核 . 13 2.2.1 轴的初步确定 . 13 2.2.2 轴的校核计算 . 14 2.3 轴承的受力校核 . 18 2.3.1 第一对轴承 . 19 2.3.2 第二对轴承 . 19 2.3.3 第三对轴承 . 19 2.4 键的校核 . 20 2.4.1 第一键校核 . 20 nts 2.4.2 第二键校核 . 20 2.4.3 第三键校核 . 20 2.4.4 第四键校核 . 20 3.箱体结构的设计 . 21 4. 润滑密封设计 . 22 5. 参考资料 . 错误 !未定义书签。 nts 题目 设计一卷扬机的传动装置。传动装置简图如下图所示。 卷扬机数据 工作轴输入转矩 T(N/M)=850N/M 运输带工作转速 v(m/s)=1.25m/s 卷筒直径 D(mm)=370mm 设计要求 1. 设计用于带式运 输机的传动装置。 2. 连续单项运转，载荷较平稳，空载启动，运输带允许误差为 5%。 3. 使用期限为 10年，小批量生产，两班制工作。 设计任务 完成 运输机 总体传动方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。 完成运输机 主要传动装置结构设计。 完成装配图一张（用 A0图纸），零件图两张。 编写设计说明书一份。 nts 第 1 部分 . 传动方案设计 1.1 总传动比的确定 由于 Y 系列三相异步电动机的同步转速有 750,1000,1500 和 3000r/min四种可供选择 . 根据原始数据 , 得到卷扬机卷筒的工作转速为Dvnw 10 0060 =64.55r/min。 按四种不同电动机计算所得的总传动比分别是 : 电动机同步转速 750 1000 1500 3000 系统总传动比 30.1 40.1 57.78 120.4 确定电动机转速 : 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比， 750转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。 3000转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大 ，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用 1000转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用 1500转的电动机。 现选用 1500转的电动机，以节省成本。 确定传动方案： 验算： 外挂一个开式齿轮传动传动比为 2-4，二级圆柱齿轮减速器为 8-40，则总传动比的范围为 16-160，因此能够满足以上总传动比为 57.78 的要求。 1.2 电动机的选择 按工作要求和条件 ,选用 Y系列笼型三相异步电动机 ,封闭式结构。 确定电动机的功率 工作机的功率 效率的选择： nts 开式齿轮传动 ： 1 = 0.96 8级精度圆柱齿轮传动： 2 = 0.98 滚动轴承 （一对） ： 3 = 0.99 弹性套柱销联轴器： 4 = 0.99 传动滚筒效率： 5 = 0.96 传动装置总效率为 5443221 电动机所需功率1000Fvpd 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由 Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为 5.5kw，结合其同步转速，选定电动机的各项参数如下： 取同步转速： 1500r/min 4级电动机 型号： Y1325-4 额定功率： 5.5kW 满载功率： 1440r/min 堵转转矩 /额定转矩： 2.2 最大转矩 /额定转矩： 2.2 1.3齿轮分配计算 1、 确定总传动比 为5.5641440wma nni=23.24 2、 分配各级传动比 取 外挂开式齿轮 传动的传动比 i=2，则减速器的传动比为24.2231oaiii=11.15 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 5.1114.14.112 ii =3.95。 则低速级的传动比5.93 5.1111223 iii=2.82。 825.0 kwpd 6.96 nts 1.4 传动动力计算 0 轴（电动机轴）： P0 = Pd =5.09 kW n0 = nm = 1440 r/min mNnPT .24695500001 轴（高速轴）： P1 = P01 = 6.960.99=6.68kW n1 = n0/2 = 720 r/min mNnPT 0.68895501112 轴（中间轴）： P2 = P123 =6.41 kW n2 = 182.28 r/min mNnPT 3.833595502223 轴（低速轴）： P3 = P223 = 6.16 kW n3 =64.64 r/min mNnPT 8.091095503334 轴（输出轴）： P4 = P334 = 6.04kW n4 = 64.64 r/min 输出轴功率或输出轴转矩为nts 各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率 (0.99），即 P= 0.99P 各轴运动及动力参数表如下： 轴名 功率 p/kw 转矩 T/N.M 转速 r/min 输入 输出 输入 输出 电动机轴 6.96 46.2 1440 1轴 6.68 6.61 88.60 87.71 720 2轴 6.41 6.36 335.83 332.47 182.28 3轴 6.16 6.10 910.08 900.98 64.64 滚筒轴 6.04 5.98 892.06 883.14 64.64 第 2部分 两级齿轮减速箱技术设计 2. 1 齿轮参数初步确定 材料选择： 小齿轮 40Cr （调质）硬度 280HBs； 大齿轮 45#钢（调质）硬度 240HBs；（硬度差 40HBs） 八 级精度，取 Z1=23， Z2= 3.9523=91。 按齿轮面接触强度设计： 由圆柱齿轮传动简化设计计算公式 3 2 11483 ukTuaHPa 316.12fpmfszYkTm其中 a-中心距； u-齿数比； K-载荷系数，取 1.4； T1- 小齿nts 轮传递的额定转矩（ n.m），使用输出功率 ； a -齿宽系数，通用减速器常取 0.4； m-齿宽系数， 8到 25； limFFEfp S 查表得 2004.1280 ； fsY-复合齿形系数 查表 4.4； HP -许用接触应力，简化计算中可近似取 minlimHHHP s ，limH 为试验齿轮的接触疲劳极限应力（ Mpa），按图 9.55查取，为750mpa。 minHs 取 1.2。 2.1.1 第一对齿轮 3212.175 08.44.067.324.118.448 3a 3 2001926 4.467.324.16.12 m 2.1.2 第二对齿轮 3212.175 04.34.010 34.114.348 3a 3 2003126 4.41034.16.12 mmma 8882.1m 由 1 m=2 mma 4.12598.1m 取 m=2。 nts 2.1.3 齿轮的校核 第一对齿轮速度较高，所以校核齿面接触疲劳强度。 强度条件HPH KKKuubdFZZZVAtEHH11 HZ=22.5； 8.189;93.0 EZZ ； 112dTFt ； 2.1;0.1;0.1 KKK VA 又m i nl i mHXWL V RNTHHP SZZZZ ； 其中NTZ-寿命系数 =1.6； XZ-接触强度计算的最小安全系数 =1.0； WZ-工作硬化系数 =1.1； LVRZ-润滑油膜影响系数 =1.0； 又m i nl i mHXWL V RNTHHP SZZZZ ； 其中NTZ-寿命系数 =1.6； XZ-接触强度计算的最小安全系数 =1.0； WZ-工作硬化系数 =1.1； LVRZ-润滑油膜影响系数 =1.0； MPaH 15.1205MPaHP 1250HPH 符合要求。 第二对齿轮的nts 校核 因为第二对齿轮转速较慢而转矩较大，所以 采用齿根弯曲疲劳强度的校核。 校核公式； FPF fstF kYbmF FstXNFFP SYYYl i m 2.1.4 两对齿轮的数据记录 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 Z 23 91 33 97 模数 m 2 2 2 2 压力角 20 20 20 20 分度圆直径 d 46 182 66 194 *ah 1 1 1 1 *ac 0.25 0.25 0.25 0.25 齿顶圆直径ad48 184 68 196 齿根圆直径fd43 179 63 193 齿顶高 1 1 1 1 齿根高 2.5 2.5 2.5 2.5 齿宽 b 40 35 58 53 MpaF 76.245MpaFP 357FPF 符合要求。 nts 2.2 轴的设计与校核 2.2.1 轴的初步确定 对于圆轴，其强度条件和轴径 d 的粗略计算公式为 3 411npAd 式中， =0 A-系数，由表查得 107。 第一轴 3 4 6.646 .1 001 1 Ad 第一轴 d=24mm； 第二轴 3 4 28.1826.3601 1 Ad第二轴 d=40mm； 第三轴 3 4 64.6 46.101 1 Ad第三轴 d=48mm。 nts 2.2.2 轴的校核计算 第一轴 材料 45Cr， 轴的受力示意图 nts nts 齿轮的圆周力 NdTF t 7.13852211 ； 齿轮的径向力 NFFntr 08.1 4 0 2ta n ； NFF ta 0ta n ； 计算作用于 轴上的之反力 水平面 NFF tHA 2 51 01 571 10 NFFF HAtHB 1 0 7 2 垂直面NFF rVA 982157110 NFFF VArVB 420 轴承支反力;1 1 51;2 6 952222NFFFNFFFHBVBBHAVAA 截面 c 处的弯矩 mmNFLM HAACh 117970 mmNFLM VAACV 461541 ； 所以 合成弯矩 mmNMMMVH 1266772 121； 由校核公式 该轴是安全的。 nts 第三轴支反力 示意图 同第一轴计算，仅数据不同 NFt 9291 ； NFr 3382 ； 水平面 ;3116;6175NFNFHBHA 垂直面 ;1134;2248NFNFVBVA 轴承处支反力;3316;65712222NFFFNFFFHBVBBHAVAA nts 中间轴的支座反力 示意图 水平面;7668;6199NFNFHBHA 垂直面;2791;2256NFNFVBVA 轴承处支反力;8160;65972222NFFFNFFFHBVBBHAVAA nts 2.3 轴承的受力校核 校核公式 16670 hLnPCC C 许用动载荷； C实际动载荷； hL预定寿命，由题意 取 30000h； 使用球轴承 取 3； 2.3.1 第一对轴承 型号 GB/T -276 6206; 数据 d=30， D=62， B=16， C=19.5； 3 300001667072042.1CN=720r/min； P=1.42kn； 2.3.2 第二对轴承 型号 GB/T -276 6208; 数据 d=40， D=80 ， B=18， C=29.5； 3 3000 01667 0 7.2182.73CN=182.28r/min； P=3.7kn； 2.3.3 第三对轴承 型号 GB/T -276 6211; 数据 d=55， D=100， B=21， C=43.2；3 3000016670 4.6648.33CN=64.64r/min； P=3.38kn； 得c=1419,5； 安全。 得c=25.5c； 安全。 得c=16.5c； 安全 。 nts 2.4 键的校核 校核公式 pp dhlT 4 d=轴直径； h=键高度； l=工作长度； p 许用应力 材料为钢 取 120mpa； 2.4.1 第一键校核 型号 GB/T-1096 8742mm T=87.71n.m M p ap 2.96032726 101.7884 3 2.4.2 第二键校核 型号 GB/T-1096 14928mm T=332.47n.m M p ap 11928944 107.43324 3 2.4.3 第三键校核 型号 GB/T-1096 181145mm 采用双键； T=502n.m M p ap 125451158 108.99004 3 2.4.4 第四键校核 型号 GB/T-1096 14x9x70 mm T=900.98n.m M p ap 56701448 108.99 0 04 3 pp 符合要求。 pp 符合要求。 pp 不符合要求。 采用双键。 pp 符合要求。 nts 3.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67isH配合 . 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 30m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 45mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.6 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体 外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的
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