一级圆柱直齿减速器课程设计161.45%1.55%300%170.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计161.45%1.55%300%170
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计161.45%1.55%300%170,减速器课程设计
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机械零件课程设计说明书 机械零件课程设计任务书 一、 题目 A 设计带式运输机的传动装置 传动装置简图如右图所示（电动机的位置自己确定）。 1运输机的数据 ： 运输带的工作拉力 F=1450 (N) 运输带的工作速度 V=1.55 (m/s) 运输带的滚筒直径 D=300 (mm) 滚筒轮中心高度 H=300 (mm) (附：运输带绕过滚筒的损失 用效率计，取效率 =0.97）。 2工作条件： 锅炉房运煤： 三班制，每班工作四小时： 空载启动、连续、单向运转、 载荷平稳。 3使 用期限及检修期间隔： 工作期限为十年，每年工作 三百日； 检修期间隔为三年。 4生产批量及生产条件： 只生产几台，无铸钢设备。 二、 设计任务 1选出电动机型号； 2确定带传动的主要参数及尺寸； 3设计该减速器； 4选出联接减速器输出轴与运输机轴的联轴器。 三、具体作业 1减速器装配图一张； 2零件工作图两张（大齿轮、输出轴）； 3说明书一份。 1 电动机； 2 V 带传动 ; 3 减速器（斜齿）； 4 联轴器； 5 带式运输机； nts机械零件课程设计说明书 目 录 一、传动方案的确定 .（ 2） 二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 （ 3） 1电动机的选择 .（ 3） 2传动比分配 （ 3） 3各级传动的动力参数计算 .（ 4） 4将运动和动力参数计算结果列表 （ 4） 三、传动零件的设计、计算 .（ 5） 1 V 带传动的设计 .（ 5） 2带的参数尺寸列表 .（ 6） 3减速器齿轮设计 （ 7） 四、轴的设计与校核 .（ 11） 1轴的初步设计 .（ 11） 2 I 轴的校核 .（ 12） 3 II 轴的校核 .（ 14） 五、键联接的选择与校核 .（ 15） 1 I 轴外伸端处键联接 .（ 16） 2 II 轴外伸端处键联接 .（ 16） 3 II 轴与大齿轮配合处键联接 .（ 16） 六、轴承寿命校核 .（ 16） 1 I 轴轴承 7206AC 校核 .（ 16） 2 II 轴轴承 7209AC 校核 .（ 17） 七、联轴器的选择与校核 .（ 18） 八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明 .（ 19） 九、箱体结构相关尺寸 .（ 19） 十、减速器附件列表 .（ 20） 十一、参考资料 .（ 20） nts机械零件课程设计说明书 第 2 页 计算项目 计算内容 计算结果 一、传动方案的确定 方案 A： 优点： 缺点： 采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。 （ 1）带传动具有成本低，维护方便的优点。 （ 2）带传动有减震和过载保护功能。 （ 1）外形尺寸大，传动比不恒定。 （ 2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。 方案 B： 优点： 缺点： 采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动。 （ 1）开始传动成本低，安装更换方便。 （ 2）承载能力大，传动比稳定，效率高。 （ 1）寿命短，齿面磨损严重，需经常维护。 （ 2）不适于高速重载的情况，工作条件也对齿面磨损程度影响很大。 方案确定： 综上所述，我采用方案 A，比较起来，方案 A的减震和过载保护能力会很大程度上延长电机和减速器的寿命，减少维护费用。由于用来运煤，工作条件较恶劣，方案 B 中开式齿轮离传送带近，很容易卷入煤渣，影响工作，而带传动可以放置在较远处。 采用方案 A nts机械零件课程设计说明书 第 3 页 计算项目 计算内容 计算结果 二、电动机的选择 、传动系 统的运动和动力参数 1 电动机的 选择 工作机所需功率WPkWvFW 25.21000 55.114501000P kWW 25.2P 传动效率a885.097.098.097.096.0a 卷联减带 8850a 实际需要功率dPkWPPaWd 54.2885.0 25.2 kWPd 54.2工作机转速wnm in/7.983 0014.3 55.11 00 0601 00 060rDvnw min/7.98 rnw 电动机转速 由于带传动的传动比 42带i ，减速器 63减i，所以电动机的转速范围592.22368.8r/min。常用的电动机转速为 1000r/min 和 1500r/min，而选用 1500r/min 较为经济。 综上，电动机型号可选为 Y100L2-4型，其额定功率为 3kW，满载转 速1440r/min。 Y100L2-4 型 额定功率 3kW 满载转速 1440r/min 2 传动比分配 总传动比总i带传动比带i减速器传动比减i4.147.981420 wnni 满总由减带总 iii 取 3带i则 8.43 4.14 减i4.14总i 3带i 8.4减i nts机械零件课程设计说明书 第 4 页 计算项目 计算内容 计算结果 3 各级传动的动力参数计算 各轴转速（ III nn,分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速） m in/3.4 7 331 4 2 0 rinn I 带满m in/6.988.4 3.473 rinn III 减min/3.473 rn I min/6.98 rn II 各轴输入功 率 kWPP dI 44.2 带 kWPP III 37.2 减 kWPP II 25.2 卷联卷 kWPI 44.2 kWPII 37.2 kWP 25.2卷 各轴输入转矩 mmkNnPT dd 08.171055.9 6满mmkNiTT dI 19.49带带 mmkNiTT III 03.229减减 mmkNTT II 72.217联联卷 mmkNT d 08.17 mmkNT I 19.49 mmkNT II 03.229 mmkNT 72.217卷 4 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 轴名 功率 P/kW 转矩 T/kNmm 转速r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 2.54 17.08 1420 3 0.96 I 轴 2.44 49.19 473.3 4.8 0.97 II 轴 2.37 229.03 98.6 1 0.95 卷筒轴 2.25 217.72 98.6 nts机械零件课程设计说明书 第 5 页 计算项目 计算内容 计算结果 三、 传动零件的设计、计算 1 V 带传动的设计 工作系数 KA 查表 13-6 得 KA=1.2 电动机计算功率 Pc kWPKP dAc 05.354.22.1 kWPc 05.3 V 带型号 由 kWPc 05.3 ， min/1420 rn 满 ，查图13-15，选用 A 型普通 V 带 A 型普通 V 带 大小带轮基准直径d2， d1 取 d1=100mm，则 mmdnnd294)02.01(1003.473142 0)1(212 查表 13-7，取 d2=300mm d1=100mm d2=300mm 验证 V 带带速 带速 smndv /43.7100060 11 ， v 在 525m/s 之内，合适。 v=7.43m/s V 带基准长度 Ld和中心距 a 初步选取中心距 a0=1.5(d1+d2)=600mm得带长 mmaddddaL7.18446004)100300()300100(214.360024)()(22202122100 查表 13-2，取 Ld=1800mm， 得实际中心距， smLLaa d/7.5772 7.18441800600200mmL 7.18440 sma /7.577 小带轮包角 1 的验算 1202.1603.57180 121 a dd合适。 2.1601 nts机械零件课程设计说明书 第 6 页 计算项目 计算内容 计算结果 单根普通 V带的基本额定功率0P由 n 满 =1420r/min 及 d1=100mm， 查表 13-3 得 ， kWP 32.10 kWP 32.10 传动比 i 1.3)02.01(100 300)1(1 2 d dii=3.1 额定功率增量0P查表 13-4 得 ， kWP 17.00 kWP 17.00 包角修正系数K由 2.1601 ，查表 13-5 得 ， 95.0K 95.0K 带长修正系数 LK 由 Ld=1800mm，查表 13-2 得 01.1LK 01.1LK V 带根数 z 13.201.195.0)17.032.1(05.3)( 00LcKKPPPz 根数 13.2z 单位长度质量 q 查表 13-1 得 ， q=0.1kg/m q=0.1kg/m 单根 V带的初拉力 F0 NqvKvzPF c1.11743.71.0)195.05.2(43.7305.3500)15.2(500220NF 1.1170 作用在带轮 上 的压力 FQ NzFF Q1.6922 2.160s in1.117322s in210NFQ 1.692 带轮结构 大带轮采用腹板式， 小带轮采用整体式。 2带的参数尺寸列表 A 型带 小带轮直径d1/mm 大带轮直径d2/mm 中心距 a/mm 带长 Ld/mm 100 300 577.7 1800 带根数 z 初拉力 F0/N 轴上载 荷 FQ/N 3 117.1 692.1 nts机械零件课程设计说明书 第 7 页 计算项目 计算内容 计算结果 3减速器齿轮（闭式、斜齿）设计 材料选择 由于对传动要求不高，故大小齿轮选用软齿面 。 小齿面选用 45 号钢调质，硬度 210 230HBS 大齿面选用 45 号钢正火，硬度 170 210HBS 小齿面硬度比大齿面大 50HBS 左右，符合要求 。 小齿面选用 45 号钢调质 大齿面选用 45 号钢正火 （ 1）按齿面接触疲劳强度初步计算 接触 极限 limH 查图 11-7，取 小齿 轮 接触疲劳 极限MPaH 4601lim 大齿轮 接触疲劳极限 MPaH 4201lim MPaH 4601lim MPaH 4201lim 安全系数 SH 查表 11-4，取 SH=1.1 SH=1.1 许用接触应力 M P aS HHH 4181.1460 1l i m1l i m M P aSHHH 3811.1420 2l i m2l i m MPaH 418 1lim MPaH 381 2lim 载荷系数 K 查表 11-4，取 K=1.1 K=1.1 齿宽系数 中型减速器，取 4.0a 4.0a 大小齿轮齿数z2， z1 取小齿轮齿数 z1=19， 则大齿轮齿数 91122 ziz z1=19 z2=91 实际传动比 i 789.4199112 zzi789.4i 初选 中心距 a mmKTaaH03.152789.44.01019.491.1)381305()1789.4()305()1(332312mma 03.152 nts机械零件课程设计说明书 第 8 页 计算项目 计算内容 计算结果 模数 mn 初选螺旋角 15 mmzzamn66.29119 15cos026.1522cos221 查表 4-1，取 mn=3mm mn=3mm 确定中心距 a mmzzma n 8.1 7 015c o s2 )9119(3c o s2 )( 21 取整数值 mma 170 mma 170 确定螺旋角 93.131702 )9119(32)(arccos 21azzm n 93.13 分度圆直径 d1， d2 mmzmd n 7 2 7.5893.13c o s2 193c o s 11 mmzmd n 273.28193.13c o s2 913c o s 22 mmd 727.581 mmd 273.2812 齿宽 b1， b2 mmab a 681704.02 mmbb 74)105(21 mmb 741 mmb 682 （ 2）验算 弯曲强度 弯曲极限 limF 查图 11-10，取 小齿轮弯曲疲劳极限MPaF 1801lim 大齿轮弯曲疲劳极限 MPaF 1602lim MPaF 1801lim MPaF 1602lim 安全系数 SF 查表 11-4，取 SF=1.3 SF=1.3 许用弯曲应力 M P aS FFF 5.1383.1180 1l i m1l i m M P aSFFF 1.1233.1160 2l i m2l i m MPaF 5.138 1lim MPaF 1.123 2lim 当量齿数 zv1， zv2 21cos 311 zz v99cos 322 zz211vz 992 z 齿型系数 YF1， YF2 查图 11-9，取 YF1=2.87， YF2=2.20 YF1=2.87 YF2=2.20 nts机械零件课程设计说明书 第 9 页 计算项目 计算内容 计算结果 验算弯曲强度 1.212136887.21019.492.16.16.1123122111FvnFFM P azmbYKT2.1687.220.21.2111222FFFFFMPaYY安全 MPaF 1.211 MPaF 2.162 （ 3）齿轮其他传动的 参数 端面压力角t 55.20c o sta na rc ta n nt 55.20t齿顶高 ha 齿根高 hf 全齿高 h 顶隙 c ha=mn=3mm hf=1.25mn=3.75mm h= ha+ hf=6.75mm c= hf-ha=0.75mm ha= 3mm hf=3.75mm h= 6.75mm c= 0.75mm 齿顶圆直径 da da1=d1+2ha=64.727mm da2=d2+2ha=287.273mm da1= 64.727mm da2= 287.273mm 齿根圆直径 df1 df1=d1-2hf=51.227mm df2=d2-2hf=273.773mm df1=51.227mm df2=273.773mm 齿轮结构 小齿轮为齿轮轴 大齿 轮 为腹板式 （ 4） 齿轮 传动 参数 列表 中心距 a/mm 模数 mn/mm 螺旋角 端面压力角 t 126 2.5 14.1 20.57 齿数 齿宽 /mm 分度圆直径 /mm z1 z2 b1 b2 d1 d2 19 78 40 35 48.97 201 齿高 /mm 齿顶圆 /mm 齿根圆 /mm ha hf da1 da2 df1 df2 2.5 3.125 53.97 206 42.72 194.75 nts机械零件课程设计说明书 第 10 页 计算项目 计算内容 计算结果 （ 5）大齿轮结构简图 （ 6）大齿轮结构尺寸参数 列表 ds(mm) dh=1.6ds(mm) lh=(1.21.5)ds(mm) b(mm) 40 64 取 48 20 c=0.3b(mm) =(2.54)mn(mm) d0(mm) d(mm) 取 6 取 10 127 16 nts机械零件课程设计说明书 第 11 页 计算项目 计算内容 计算结果 四、 轴的设计与校核 1 轴的初步设计 材料选取 选用 45 号钢，调质处理 45 号钢调质 初估最小直径 I 轴：mmnPdI00.193.4 73 44.21 101 10 II 轴：mmnPdII75.316.98 37.21 101 10 考虑到轴的削弱作用： mmd I 95.19%10519 mmd II 34.33%10 575.31 考虑 I 轴连接带轮，取 dI=24mm 考虑 II 轴连接联轴器，取 dII=38mm mmd I 95.19 mmd II 34.33 dI=24mm dII=38mm 初选轴承 I 轴选用 7206AC， d=30mm， B=19mm II 轴选用 7209AC， d=45mm， B=19mm I 轴选用 7206AC II轴选用 7209AC 轴的结构设计 根据轴上零件的定位及轴承等零件的标准确定轴结构如下： nts机械零件课程设计说明书 第 12 页 计 算项目 计算内容 计算结果 2 I 轴的校核 小齿轮受力 切向力 NdTF It 2.16 752 1 径向力 NFFntr 2.6 2 8c o sta n 轴向力 NFFta 5.415tan NFt 2.1675 NFr 2.628 NFa 5.415 简化为简支梁 垂直面支撑反力 垂直面弯矩 图 水平面支撑反力 水平面弯矩图 合成弯矩计算 传递 扭矩图 FQ FQ TI Fa Ft Fr FQ F1V F2V Ma Fa Fr F1H F2H Ft MaV MaV MbV MaH Mb Ma TI a a b b nts机械零件课程设计说明书 第 13 页 计算项目 计算内容 计算结果 垂直面支撑反力 NFMFFQarV3.9415.1042.2071.6924.295.41525.1042.6285.104)7.1025.104(25.1041NFMFFQarV4.8775.1047.1021.6924.295.41525.1042.6285.1047.10225.1042NFV 3.9411 NF V 4.8772 垂直面弯矩计算 mNMMM aaVaV 0.58 mNFM vaV 8.452 5.1 042 mNFM QbV 1.717.1 0 2 mNM aV 0.58mNM aV 8.45 mNM bV 1.71 水平面支撑反力 NFFF tHH 6.837221 NFFHH 6.83721 水平面弯矩计算 mNFMHaH 8.432 5.1041mNMaH 8.43合成弯矩计算 mNMMM aHaaV 7.7222mNMM bVb 1.71 mNM a 7.72 mNMb 1.71 危险截面当量弯矩 由合成弯矩图， a-a 与 b-b 截面均为危险截面，但由于 Ma与 Mb相差不大，但 b-b 比 a-a 轴径小许多，故 b-b 更危险， 只验算 b-b 截面的当量弯矩。 由于 TI为不变的转矩，取 =0.3 mNTMM Ibbb 6.72)( 22 mNM bb 6.72 危险截面的校核 45 钢的 MPab 40 1 ，则 9.26)(1.0 11223bIbeeM P aTMdWM 合 适 I 轴结构合理 nts机械零件课程设计说明书 第 14 页 计 算项目 计算内容 计算结果 3 II 轴的校核 大齿轮受力 切向力 NFt 2.1675径向力 NFr 2.628 轴向力 NFa 5.415NFt 2.1675 NFr 2.628 NFa 5.415 简化为简支梁 垂直面支撑反力 垂直面弯矩图 水平面支撑反力 水平面弯矩图 合成弯矩计算 传递扭矩图 Fa Fr Ft TII F1v F2v Fr Fa Ma MaV MaV F1H F2H Ft MaH Ma TII a a nts机械零件课程设计说明书 第 15 页 计算项目 计算内容 计算结果 垂直面支撑反力 NMFFarV6.9066.986.1405.41526.982.6286.9826.981NFFF VrV 4.2786.9062.62812 NFV 6.9061 NF V 4.2782 垂直面弯矩计算 mNFMvaV 7.442 6.981mNFM vaV 7.132 6.982 mNM aV 7.44 mNM aV 7.13 水平面支撑反力 NFFF tHH 6.8 3 7221 NFFHH 6.83721 水平面弯矩计算 mNFMHaH 3.412 6.981mNMaH 3.41合成弯矩计算 mNMMM aHaaV 9.6022mNMa 9.60危险截面当量弯矩 由合成弯矩图， a-a 截面为危险截面， 验算 a-a 截面的当量弯矩。 由于 TI为不变的转矩，取 =0.3 mNTMM IIaaa 8.91)( 22 mMaa 8.91 危险截面的校核 45 钢的 MPab 40 1 ，则 3.7)(1.0 11223bIbeeM P aTMdWM 合适 II 轴结构合理 五、键联接的选择与校核 材料选择 许用挤压应力 选用 45 号钢，由表 10-10，取 MPap 110 45 号钢 MPap 110 1 I 轴外伸端处键联接 键的选择 选用圆头普通平键 （ GB1096-79） 根据 dI=24mm 及外伸端长度， 选择键 8 32，其中 b=8mm， h=7mm，L=32mm， t=4mm， t1=3.3mm 键 8 32 nts机械零件课程设计说明书 第 16 页 计算项目 计算内容 计算结果 键的校核 8.4824724 1019.494431pIpM P ahldT 键选取合适 2 II 轴外伸端处键联接 键的选择 选用圆头普通平键 （ GB1096-79） 根据 dII=38mm 及外伸端长度， 选择键 10 50，其中 b=10mm， h=8mm，L=50mm， t=5mm， t1=3.3mm 键 10 50 键的校核 3.7540838 1003.2294431pIIIpM P ahldT 键选取 合适 3 II 轴与大齿轮配合处键联接 键的选择 选用圆头普通平键 （ GB1096-79） 根据轴径 d=50mm 及台阶长度， 选择键 14 56，其中 b=14mm， h=9mm，L=56mm， t=5.5mm， t1=3.8mm 键 14 56 键的校核 5.4842950 1003.229443pIIpM P adhlT 键选取合适 六、轴承寿命校核 1 I 轴轴承 7206AC(GB/T292-94) 轴承 受力图 径向载荷 Fr mNFFF HVr 0.126 021211 mNFFF HVr 0.121 322222 mNFr 0.12601mNF r 0.12132 Fr1 Fr2 F2 F1 Fa nts机械零件课程设计说明书 第 17 页 计算项目 计算内容 计算结果 内部轴向力 F mNFF r 8.85 668.0 11 mNFF r 8.82 468.0 22 mNF 8.8561 mNF 8.8242 确定压紧端 由 3.12405.4158.824 12 FNFF a 故轴承 1 压紧。 轴承 1 压紧 轴承受的轴向载荷 NFFF aa 3.12405.4153.82421 NFFa 8.82422 NFa 3.12401 NFa 8.8242 当量动载荷的 X、 Y 由于68.011 raFF而68.022 raFF， 由表 16-12，取 X1=0.41， Y1=0.87 X2=1， Y2=0 X1=0.41， Y1=0.87 X2=1， Y2=0 当量动载荷 P NFYFXP ar 7.159511111 NFXP r 1213222 NP 7.15951 NP 12132 温度系数 ft 载荷系数 fP 由表 16-9，取 ft=0.95 由表 16-10，取 fP=1.2 ft=0.95 fP=1.2 要求轴承寿命 Lh 每天工作 12 小时，每年工作 300 天，检修间隔三年，则要求轴承寿命达到 10800h Lh=10800h 基本额定动载荷 Cr1 由于 P1P2，故按轴承 1 计算 NCNLnf PfCrhtPr22 0 009.13 5 9210603611 合适 I 轴轴承选用 7206AC 合适 2 II 轴轴承 7209AC(GB/T292-94) 轴承受力图 径向载荷 Fr mNFFF HVr 3.123421211 mNFFF HVr 7.88 222222 mNFr 3.12341mNFr 7.8822 Fr1 Fr2 F1 F2 Fa nts机械零件课程设计说明书 第 18 页 计算项目 计算内容 计算结果 内部轴向力 F mNFF r 3.83 968.0 11 mNFF r 2.60 068.0 22 mNF 3.8391 mNF 2.6002 确定压紧端 由 7.1 0 1 55.4152.600 12 FNFF a 故轴承 1 压紧。 轴承 1 压紧 轴承受的轴向载荷 NFFF aa 7.10155.4152.60021 NFFa 2.60022 NFa 7.10151 NFa 2.6002 当量动载荷的 X、 Y 由于68.011 raFF而68.022 raFF， 由表 16-12，取 X1=0.41， Y1=0.87 X2=1， Y2=0 X1=0.41， Y1=0.87 X2=1， Y2=0 当量动载荷 P NFYFXP ar 7.138911111 NFXP r 7.882222 NP 7.13891 NP 7.8822 温度系数 ft 载荷系数 fP 由表 16-9，取 ft=0.95 由表 16-10，取 fP=1.2 ft=0.95 fP=1.2 要求轴承寿命 Lh 每天工作 12 小时，每年工作 300 天，检修间隔 三年，则要求轴承寿命达到 10800h Lh=10800h 基本额定动载荷 Cr1 由于 P1P2，故按轴承 1 计算 NCNLnf PfCrhtPr368007.701710603611 合适 II 轴轴承选用 7209AC 合适 七、联轴器的选择与 计算 联轴器的选择 II 轴外伸端需使用联轴器 选用弹性柱销联轴器 HL3型 (GB5014-85) 弹性柱销联轴器 HL3 型 HL3 联轴器参数 公称转矩 Tn（ Nm） 许用转矩 n (r/min) 轴孔直径 d （ mm） 630 5000 38 轴孔长度 外径 D (mm) 轴孔类型 键槽类 型 L L1 82 60 160 J A nts机械零件课程设计说明书 第 19 页 计算项目 计算内容 计算结果 联轴器的 计算 取工作情况系数 KA=1.5，则计算转矩 nIIAc TmNTKT 5.34303.2295.1合适 联轴器选取 合 理 八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明 润滑方式 齿轮线速度 smsmdnv I /2/454.1100060 1 故齿轮选用油池 润滑 ， 需油量 2L 左右，最高 -最低油面相距 1
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