一级圆柱直齿减速器课程设计332%0.9%300%128(2).doc
一级圆柱直齿减速器课程设计332%0.9%300%128(2)
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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332%0.9%300%128(2),减速器课程设计
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浙江农林大学天目学院机械设计课程设计设计说明书 课题名称 一级圆柱齿轮减速器 专 业 工程技术机械 制造 及其自动化 083 姓 名 王仁源 学 号 200808310229 指导老师 严建敏 学期 2010 学年第一学期 nts 目录 一 课题题目及主要技术参数说明 1.1 课题题目 1.2 主要技术参数说明 1.3 传动系统工作条件 1.4 传动系统方案的选择 二 减速器结构选择及相关性能参数计算 2.1 减速器结构 2.2 电动机选择 2.3 传动比分配 2.4 动力运动参数计算 三 V 带传动设计 3.1确定计算功率 3.2确定 V带型号 3.3确定带轮直径 3.4确定带长及中心距 3.5验 算包角 3.6确定 V带根数 Z 3.7 确定粗拉力 F0 3.8计算带轮轴所受压力 Q 四 齿轮的设计计算 (包括小齿轮和大齿轮 ) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 nts 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 4.3 齿轮的结构设计 五 轴的设计计算 (从动轴 ) 5.1 轴的材料和热处理的选择 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 六 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核 6.3 联轴器的选择 七 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构 尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定 7.4箱体主要结构尺寸计算 参考文献 nts 第一 章 课题题目及主要技 术参数说明 1.1 课题题目 带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及 V带传动。 1.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力 F=2KN， 输送带的工作速度 V=0.9 m/s， 输送机滚筒直径 D=300 mm。 1.3 传动系统工作条件 带式输动 机 工作时有轻微震动，经常满载。空载起订，单向运转，单 班制 工作 （每班工作 8小时），要求减速器设计寿命为 5年 (每年按 300天计算 )三相交流电源的电压为 380/220V。 1.4 传动系统方案的选择 图 1 带式输 送机传动系统简图 nts 第二 章 减速器结构选择及相关性能参数计算 2.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 2.2 电动机选择 （一）工作机的功率 Pw wP=FV/1000=2000 0.9/1000=1.8kw （二）总效率总总=带 齿轮 联轴器 滚筒 3轴承=0.960.980.990.960.990.990.99=0.868 （三）所需电动机功率dP)(2 . 0 7 31 . 8 / 0 . 8 6 8 6/ KWPPwd 总查机械零件设计手册得 Ped = 3 kw 电动机选用 Y2-132S-8 n 满 = 705 r/min 2.3 传动比分配 工作机的转速 n=60 1000v/（ D） =60 1000 0.9/(3.14 300) =57.325r/min 298.12325.57/935/ nni满总取 3带i则 099.4/3771.42/ 带总齿 iii电动机 选用： Y2-132S-8 3带i 齿i=4.099 计 算 及 说 明 结果 nts 2.4 动力运动参数计算 （一）转速 n 0n = 满n =705（ r/min） In = 0n / 带i = 满n / 带i =705/3=235 （ r/min ） IIn = In / 齿i =235/4.099=57.331（ r/min） IIIn = IIn =57.331（ r/min） （二） 功率 P )(073.20 kwPP d )(990.10 . 9 62 . 0 7 301 kwPP 带)(1 .9 3 10 .9 90 .9 81 .9 9 012 kwPP 轴承齿轮 )(1 .8 9 30 .9 90 .9 99 3 1.123 kwPP 轴承联轴器 （三） 转 矩 T 2 . 0 7 3 / 1 4 2 09550/9550000 nPT=13.942(N m) )(4 0 .1 5 330 .9 61 3 .9 4 201 mNiTT 带带0 9 9.40 .9 90 .9 81 5 3.4012 齿轴承齿轮 iTT = 161.182(N m) 10 .9 90 .9 9182.16123 齿带轴承联轴器 iTT = 157.974(N m ) 计 算 及 说 明 结果 nts 将上述数据列表如下： 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) T / (N m) i 0 2.073 705 13.942 3 0.96 1 1.990 235 90.153 2 1.931 57.331 161.182 4.099 0.97 3 1.893 57.3331 157.974 1 0.98 第三 章 V 带传动设计 3.1 确定计算功率 查表得 KA=1.1，则 PC=KAP=1.1 3=3.3KW 3.2 确定 V 带型号 按照任务书得要求，选择普通 V带。 根据 PC=3.3KW及 n1=235r/min，查图确定选用 B型普通 V带。 3.3 确定带轮直径 （ 1）确定小带轮基准直径 根据图推荐，小带轮选用直径范围为 112 140mm，选择 dd1=140mm。 （ 2）验算带速 v =100060 11 ndd=60000 705140 =5.17m/s 5m/s v 25m/s,带速合适。 （ 3）计算大带轮直径 dd2= i dd1（ 1-） =3 140（ 1-0.02） =411.6mm PC=3.3KW 选用 B 型普通 V带 dd1=140mm v =5.17m/s,带速合适 dd2=411.nts 根据 GB/T 13575.1-9规定，选取 dd2=400mm 3.4 确定带长及中心距 （ 1）初取中心距 a0 21021 27.0 dddd ddadd 得 378 a0 1080， 根据总体布局，取 ao=800 mm (2) 确定带长 Ld： 根据几何关系计算带长得 0221210422 addddaL dddddo = 8004400140400140280022 =2469.36mm 根据标准手册，取 Ld =2500mm。 (3)计算实际中心 距 2L-L d0d0 aa=22 4 6 9 .3 6-2500800 =815.32mm 3.5.验算包角 3.57180 121 a dd dd = 3.5732.8 1 51 4 04 0 01 8 0 =161.73 120，包角合适。 3.6.确定 V 带根数 Z ZLcKKPPP)( 00 根据 dd1=140mm及 n1=705r/min， 查表得 P0=1.64KW, P0=0.22KW 中心距 a=815.32mm 包角 =161.73 包角合适 K = )51(25.1 1 8 0 73.1 6 1 =0.956 6mm 取ao=800 mm 取 Ld =2500mm 中心距a=815.32mm 包角=161.73 包角合适 nts KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024 则 Z024.1956.0)86.1( 3.3 =1.737，取 Z=2 3.7.确定粗拉力 F0 F0=500 2)15.2( qvKvZP c 查表得 q = 0.17 /m,则 F0=500 217.517.0)1956.05.2(517.53 =98.26N 3.8.计算带轮轴所受压力 Q Q=2ZF0sin21=2 2 98.26 sin273.161 =388N nts 第 四 章 齿轮的设计计算 4.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用 45 号钢，调质处理， HB 236 大齿轮选用 45 号钢，正火处理， HB 190 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由机械零件设计手册查得 aHaH MPMP 5 3 0,5 8 0 2l i m1l i m ,SHlim = 1 1,200,215l i m2l i m1l i m FaFaF SMPMP 099.4331.57/235/ 21 nn 由机械零件设计手册查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由 aH NHH MPSZ 58011580l i m11l i m1 aH NHH MPSZ 53011530l i m22l i m2 nts 计 算 及 说 明 结果 aF NFF MPSY 24411.1215l i m11l i m1 aF NFF MPSY 20411.1200l i m22l i m2 （一）小齿轮的转矩 IT )(870.801 . 9 9 0 / 2 3 59550/9550 111 mNnPT （二） 选载荷系数 K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取 K 1.1 （三） 计算尺数比 =4.099 （四） 选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得，取d 1 （五） 计算小齿轮分度圆直径 1d nts 计 算 及 说 明 结果 1d 766 uuKTHdI223)1( =766099.45301)1099.4(153.901.123 = 47.103( mm) （六） 确定齿轮模数 m mmda 089.120099.4124 7 . 1 0 312 1 m =(0.007 0.02)a = (0.007 0.02) 198.764 取 m=2 （七） 确定齿轮的齿数 1Z 和 2z 552.232103.4711 mdZ取 Z1 = 24 376.9824099.412 ZZ 取 Z2 = 100 （八）实际齿数比 167.42410012 ZZ齿数比相对误差 017.0 2FY / 2F =2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 a=128mm B1=57mm B2=48mm V=0.590 (m/s) 定为 IT7 nts 计 算 及 说 明 结果 24248 65.2153.9020002000 2122 111 ZmB YKT FF 1)(692.103 FM P a 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶圆直径ad由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 )(542)1224(22 1111 mmmhZhdd aaa )(2042)12100(22 2222 mmmhZhdd aaa 齿距 P = 2 3.14=6.28(mm) 齿根高 )(5.2 mmmchhaf 齿顶高 )(221 mmmhh aa 齿根圆直径fd)(435.2248211 mmhdd ff )(1995.22204222 mmhdd ff 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 50 )(mm 轮毂直径 1D =1.6d=1.6 50=80 )(mm 轮毂长度 )(482 mmBL 轮缘厚度 0 = (3 4)m = 6 8(mm) 取 0=8 轮缘内径 2D =2ad-2h-20=204-2 4.5-2 8 强度足够 1ad=54mm 2ad=204mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=199mm nts 计 算 及 说 明 结果 = 179(mm) 取 D2 = 180(mm) 腹板厚度 c=0.3 2B =0.3 48=14.4 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径0D=0.5( 1D + 2D )=0.5(80+180)=130(mm) 腹板孔直径0d=0.25（ 2D - 1D ） =0.25（ 180-80） =25(mm) 取0d=25(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5 2=1 nts 计 算 及 说 明 结果 第五 章 轴的设计计算 5.1 轴的材料和热处理的选择 由 机械零件设计手册中的图表查得 选 45 号钢，调质处理， HB217 255 b=650MPa s=360MPa 1 =280MPa 5.2 轴几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 主动轴 1d =c113nP =115235990.13 =23.44 从动轴 2d =c223nP =115331.57931.13 =37.14 考虑键槽 1d =23.44 1.05=24.612 考虑键槽 2d =37.14 1.05=38.996 选取标准直径 1d =25 mm 选取标准直径 2d =39 mm 5.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 5.2.3 轴的强度校核 主 动轴的强度校核 圆周力 tF =222000d T=2000 158.872/204=1557.57 N 径向力 rF =tFtan =1557.57 tan20 =566.909 N 由于为直齿轮，轴向力aF=0 D1=25mm D2=39mm nts 作主动轴受力简图：（如 下 图所示） L=98mm HAR = HBR =0.5tF=0.5 3339=778.785 )(N HCM=0.5 HAR L=778.785 98 0.5/1000=38.16 )( mN VAR=VBR=0.5 rF =0.5 566.909=283.455 )( mN nts VCM=0.5VARL=283.455 98 0.5/1000=13.89 )( mN 转矩 T=90.153 )( mN 校核 CM= 22VCHC MM = 22 89.1316.38 =38.2 )( mN eM= 22 aTMC = 22 15 3.906.02.38 =66.22 )( mN 由图表查得， b1=55MPa d 10 beM 131.0 =1055*1.022.663 =10.64(mm) 考虑键槽 d=10.64mm 25mm 则强度足够 从动轴的强度校核 圆周力 tF=222000d T=2000 158.872/204=1557.57 N 径向力 rF =tFtan =1557.57 tan20 =566.909 N 由于为直齿轮，轴向力aF=0 受力简图：（如 下 图所示） nts nts L=98mm HAR = HBR =0.5tF=0.5 1557.57=778.785 )(N HCM=0.5 HAR L=778.785 98 0.5/1000=38.16 )( mN VAR=VBR=0.5 rF =0.5 566.909 =283.455 )( mN VCM=0.5VARL=283.455 98 0.5/1000=14.134 )( mN 转矩 T=161.182 )( mN 校核 CM= 22VCHC MM = 22 143.1416.38 =40.697 )( mN eM= 22 aTMC = 22 18 2.16 16.069 7.40 =104.923 )( mN 由图表查得， b1=55MPa d 10 beM 131.0 =1055*1.0923.1043 =26.72(mm) 考虑键槽 d=26.72mm 39mm 则强度足够 nts 计 算 及 说 明 结果 第六 章 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择 6207 2 个（ GB/T276-1993）从动轴承 6209 2 个 （ GB/T276-1993） 寿命计划： 两轴承受纯径向载荷 P= rF =1557.57 X=1 Y=0 从动轴轴承寿命：深沟球轴承 6209，基本额定功负荷 rC =25.6KN tf =1 =3 hL10= PCfn rt266010 = 3634.6 0 21 0 0 016.255 8 9.1 1 76010 =10881201 预期 寿命为： 5 年，单 班制 L=5 300 8=12000hL10轴承寿命合格 从动轴承 2 个 nts 6.2 键的选择计算及校核 （一）从动轴外伸端 d=42，考虑键在轴中部安装故选键 10 40 GB/T1096 2003， b=16， L=50， h=10，选 45 号钢，其许用挤压力 p =100MPa p=lhFt=hldTI4000=308 57.15574000 =25959.5 p则强度足够，合格 （二）与齿轮联接处 d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键 14 52 GB/T1096 2003， b=10mm， L=45mm，h=8mm，选 45 号钢，其许用挤压应力 p=100MPa p=lhFt=hldTI4000=358 57.15574000 =222510 p则强度足够，合格 从动轴外伸端键 10 40 GB/1096 2003 与齿轮联接处键 14 52 GB/T1096 2003 nts 计 算 及 说 明 结果 6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济 问题，选用弹性套柱联轴器 K=1.3 CT=9550IIIInKP=9550331.57 932.13.1 =418.374 选用 LT7 型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩nT=500，CTnT。采用 Y 型轴孔， A 型键轴孔直径 选 d=40，轴孔长度 L=112 LT7 型弹性套住联轴器有关参数 选用 TL8型弹性套住联轴器 型号 公称 转矩T/(N m) 许用 转速 n/（ r 1min 轴孔 直径 d/mm 轴孔 长度 L/mm 外径 D/mm 材料 轴孔 类型 键槽 类型 LT7 250 3600 40 112 65 HT200 Y 型 A型 第 七 章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图 7.1 润滑的选择确定 7.1.1 润滑方式 1.齿轮 V=1.2 12 m/s 应用喷油 润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑 2.轴承采用润滑脂润滑 7.1.2 润滑油牌号及用量 齿轮浸油润滑 轴承脂润滑 nts 计 算 及 说 明 结果 1.齿轮润滑选用 150 号机械油，最低最高油面距 10 20mm， 需油量为 1.5L左右 2.轴承润滑选用 2L 3 型润滑脂，用油量为轴
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