一级圆柱直齿减速器课程设计482.5%1.6%430%126.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计482.5%1.6%430%126
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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482.5%1.6%430%126,减速器课程设计
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湖 南 工 学 院 说明书 机械设计制造 专业 二零零五 级 机 制 0506 班 题 目 带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器 姓 名 陈亚夫 指导教师 任芝兰 职称 讲师 2007 年 01 月 6 日 nts课 程 设 计 评 语 ： 课 程 设 计 答 辩 负 责 人 签 字 年 月 日 nts目 录 一、设计任务书 二、传动方案的拟订 三、电动机的选择 四、传动装置传动比的分配 五、计算传动装置的运动和运动参数 六、普通 V带的设计计算 七、齿轮的设计计算 八、传动轴的设计计算 九、箱体结构的设计计算 十、键连接的选择 十一、滚动轴承的设计计算 十二、润滑与密封 十三、联轴器的选择 十四、设计小结 附录：参考资料目录 nts一、 设计任务书 题目：设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器 1、 原始数据： 运输带拉力 F（ KN） 2.5 运输带工作速度 V（ m/s） 1.6 卷 筒直径 D（ mm） 430 2、 工作条件： 运输机连续工作 ,单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限 5 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为5%。一班制。 3、 设计任务： 1）、装配图一张（一号图纸）， 轴零件图一张和齿轮零件图一张（ 2-3 号图纸） 2）、设计说明书一份（ 8000 字以上 ） 4、设计内容： 1）、机械系统总体传动方案的分析和拟订： 2）、电动机的选择与传动装置运动参数的计算； 3）、传动件（齿轮、 带轮）等的计算； 4）、轴的设计； 5）、轴承及其组合部件设计； 6）、键连接和联轴器的选择； 7）、润滑设计； 8）、箱体、机架等零件设计； 9）、有关附件的设计（油标、透视窗口）等； 10）、装配图与零件图设计及绘图 5、设计进度： 1） 、设计准备 ， 拟定传动方案，传动比分配等（ 1 天） 2） 、强度校核；（轴、齿轮） （ 1 天） 3） 、其它结构设计 （ 0.5 天） 4） 、编写使用说明书（ 1 天） 5） 、绘制装配图（ 3 天） 6） 、绘制零件图（ 1 天） nts二、 传动方案的拟定 根据设计要求拟定下图所示为本次设计的传动方案： 三、电动机的选择 设计说明及数据计算 备 注 1选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y型 2选择电动机的容量 根据原始数据，运输带拉力 F和运输带速度 V，可得运输带所需功率 P 卷筒 = FV=2.5 1.6=4.0KW。 电动机的所需的工作功率 Pd=aP卷筒KW 由电动机至运输带的传动总效率为 a= 1 22 3 4 5 取 1=0.97, 2=0.98(滚子轴承 )， 3=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效果）， 4=0.99（齿轮联轴器）， 5=0.97，则 a=0.97 0.983 0.97 0.99 0.97=0.83 所以 Pd=aP卷筒= 5KW 3确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 n =D 100060 代入数据得： n = 71.1 r/min 查表得传动比的合理范围，取 V带传动的传动比 i1 =2 4，单级圆柱齿轮减速器 传动比 i2 =3 6，则总传动比合理范围为 ia =6 24,故电动机转速的可选范围为 nd = ia n = (6 24) 71.1=426.6 1706.4 r/min 查机械设计手册（软件版 R2.0，出版：机械工业出版社）得符合这一范围的同步转速有 750r/min、 1000r/min 和 1500r/min 这三种。 式中： 1、 2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。 所查表为机械设计课程设计指导书第 7 页表 1 常见机械传动的主要性能。 nts 根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表 : 方案 电动机 型号 额定功率 电动机转速 r/min 电动机重量 传动装置的传动比 同步转速 满载转速 总传动比 V 带传动 减速器 1 Y160M2-8 5.5kW 750 720 125 11 2.2 5 2 Y132M2-6 5.5kW 1000 960 85 14.74 2.8 5.264 3 Y132S-4 5.5kW 1500 1440 68 22.11 3.8 5.82 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见方案 2比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能如下表 : 型号 额定功率 kW 满 载 时 起动电流 额定电流 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 转速r/min 电流(380V时 ) A 效率 % 功率因素 Y132M2-6 5.5 960 6.5 85.3 0.78 6.5 2 2 电动机主要外形和安装尺寸如下图 : 此为电动机外型尺寸及安装孔位 置尺寸图。 此为电动机转轴及键剖面尺寸图。 nts四、传动装置传动比的分配 设计说明及数据计算 备 注 因选定的电动机型号为 Y132M2-6，满载转速 nm=960r/min 和工作机主动轴转速 n=71.1r/min，可得传动装置总传动比为： ia=nnm=13.5 总传动比为各级传动比 i1、 i2、 i3 in的乘积，即 ia = i1 i2 i3 in 因此分配传动装置传动比利时 ia = i0 i 为使 V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0 = 2.5（实际的传动比要在设计 V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器的传动比为： i = 0iin =5.40 式中 i0、 i 分别为带传动和减速器的传动比。 五、计算传动装置的运动和运动参数 设计说明及数据计算 备 注 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将传 动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴 ，以及 i0,i1， 为相邻两轴间的传动比； 01， 12， 为相邻两轴间的传动效率； P1， P2， 为各轴间的输入功率（ kW） ； T1， T2， 为各轴的输入转矩（ N m） ; N1， n2， 为各轴的转速（ r/min） , 按电动机轴至卷筒运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。 1各轴转速 电动机转轴转速 n = 960r/min 轴转速 n1 = 0in =384r/min 轴转速 n2 = 11in=71.1r/min 卷筒轴转速 n3 = 71.1r/min 2各轴输入功率 电动机 Pd = 5kW 轴 P1 = Pd 01=4.63 0.95=4.85kW 轴 P2 = P1 12=P1 2 3=4.85 0.980.97=4.61kW 轴为主动齿轮轴，轴为从动齿轮轴。 nts 卷筒轴 P3 = P2 22 4=4.61 0.98 0.97=4.38kW 、轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98， 轴输出功率为： P1 = P1 0.98=4.85 0.98=4.75kW， 轴输出功率为： P2 =P2 0.98=4.61 0.98=4.51kW。 3各轴输入转矩 电动机转轴输出转矩 Td = 9550mdnP=49.74N m 轴输入 转矩 T1 = Td i0 1=120.61 N m 轴输入转矩 T2 = T1 i1 2 3=619.12 N m 卷筒输入转矩 T3 = T2 22 4=588.66N m 、轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率 0.98，轴输出转矩为 T1 = T1 0.98=107.2 N m，轴输出转矩为 T2 =T2 0.98=550.35N m。 运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴 名 效率 P(kW) 转矩 T(N m) 转速 n r/min 传动比 i 效 率 输 入 输 出 输 入 输 出 电动机轴 5 49.74 960 2.5 0.97 轴 4.85 4.75 109.4 120.61 384 1.00 1 轴 4.61 4.51 619.12 606.74 77.34 卷筒轴 4.43 588.66 77.34 六、普通 V 带的设计计算 设计说明及数据计算 备 注 1选择普通 V带型号 查表得 KA = 1.1，可得 Pc = KAP=1.1 5=5.5kW。 查机械设计基础第 134页图 9-7可知应选用 A 型 V带。 2确定带轮基准直径 d1和 d2 查机械设计基础第 132页表 9-2取 d1 = 118mm，可得 d2 = n1d1(1- )/n2 = id1(1- )=2.5 118 (1-0.01)=292.05mm 取 d2 = 300mm 3验算带速 由带速公式得： =5.9m/s V值介于 5 25m/s 范围内，所以合适。 所查表为机械设计基础第134页表9-5 工作情况nts4确定带长和中心距 由带长公式可得 0.7(d1+d2) 0 2(d1+d2) 0.7(118+300) 0 2(118+300) 所以有 292.6 0 836。 初定中心距 0=700mm，由带长公式得带长 L0 = 2 0+ )(2 21 dd +02124)( dd 代入数据得： L0 = 2086.10mm 查表选用 Ld = 2000mm,由公式得实际中心距 = 0+（ Ld-L0） /2 代入数据得： =660mm 5验算小带轮上的包角 1 由包角公式得 1 = 180 - 12 dd 57.3 代入数据 1 =164.34120 ,合适。 6确定带的根数 由带的根数计算公式得 z =KKPPPLc )(00 查表得 P0 =1.39kW， P0 = 0.15kW； K = 0.98； KL = 1.03, 所以 Z =2.12。 取 5 根。 7计算轴上的压力 查机械设计基础第 132页表 9-1得 q = 0.1kg/m，故可得初压力 F0 = )15.2(500 KzPc +q2 = 147.97N。 得作用于轴上的压力为 FQ = 2sin2 10 zF=2 34.1 6 4s in98.1 7 323.42 =1240N。 8带轮的设计 通过 前面计算得知小带轮直径为 118mm，大带轮直径为 300mm，故小带轮结构采用实心式，大带轮结构采用辐板式。采用 HT150 铸铁制造，表面调质处理。 系数KA。 所查表为机械设计基础第132页表9-3 普通V 带的基准长度系列 Ld及长度系数 KL。 nts 大带轮尺寸图 所查表分别为机械设计基础第133页表9-4，第136页表9-6，第136页表9-7，第132页表9-3。 七、齿轮的设计计算 设计说明 及数据计算 备 注 1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 根据所选择传动方案，选用闭式直齿圆柱标准齿轮传动。 大、小齿轮均选软齿面。小齿轮的材料选用 40Cr 调质，齿面硬度为300HBS，大齿轮选用 45钢调质，齿面硬度为 250HBS。二者硬度差为 50HBS。 齿轮精度初选 8级。 2初步选取主要参数 取 z1 =24， z2 =iz1=2.5 24=60, 取 a =0.5，则 d =0.5(i+1) a=0.875，符合所查表范围。 3按齿面接触疲劳强度设计 计算 按下面公式计算小轮分度圆直径 所查表为机械设计基础第 79 页表nts d1 3 21 )(12 ZZZuuKT d确定各参数值： 1）载荷系数 查表取 K=1.2； 2）小齿轮名义转矩 T1 =9.55 1061nP =9.55 10638485.4=120618N mm； 3）材料弹性影响系数 查表得 Z =189.8 MPa ； 4）区域系数 ZH =2.5； 5）重合度系数 因 t =1.88-3.2 )11(21 zz =1.88-3.2 )601241( =1.69， Z =34 t =369.14 =0.87； 6）许用应力 查图得 Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa，查表，按一般可靠要求 取 SH=1,则 H1 =HHS 1lim=1770MPa=770MPa， H2 =HHS 2lim=1610MPa=610MPa, 取两式计算中的较小值，即 H=610MPa； 于是 d1 3 21 )(12 ZZZuuKT d=3 2)61087.05.28.189(5.215.2875.01000002.12.12 mm =59.62mm。 4确定模数 计算模数 m=11zd2462.59=2.48 取标准值 m=2.5mm.(查表 6-1) 5按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按弯曲疲劳强度公式校核 FFSF YYmbdKT 1 12 式中： 1）小轮分度圆直径 d1 =mz1 =2.5 24mm=72mm； 2）齿轮啮合宽度 b= d d1 =0.875 60mm=52.5mm； 6-9 所查表为机械设计基础第 75 页表6-6 所查表为机械设计基础第 76 页表6-7 所查图为机械设计基础第 77 页图6-21,所查表为机械设计基础第 78 页表 6-8 nts 3）复合齿形系数 查图得 YFS1 =4.25， YFS2 =3.98； 4）重合度系数 Y =0.25+72.1 75.025.075.0 t=0.69； 5）许用应力 查图得 Flim1 =310MPa， Flim2 =240MPa, 查表，取 SF =1.25, 则 ,24825.13101l i m1 M P aM P aS FFF M P aM P aS FFF 19225.12402l i m2 ； 6）计算大、小齿轮的 FFSY并进行比较： 02073.0192 98.30174.0248 25.4 2211 FFSFFS YY 于是 : M P aYYmbdKTFSF 69.098.33605.52102.12.122 521 12 =100.431.2 =10 齿轮端面与内机壁距离 2 =10 机盖，机座肋厚 m1,m m1 0.85 1 =7， m 0.85 =7 轴承盖厚外径 D1,D2 D1=120， D2=150。 D1， D2分别为轴承 6208， 6212 轴承盖。 轴承端盖凸缘厚度 t (1 1.2)d3 = 8 轴承旁联接螺栓距离 s 120 画得草 图及附属零件的名称和作用如下 : 1 箱座：用于安装传动零件及其它附属零件 2 箱盖：用于安装传动零件及其它附属零件 3 上、下箱联接螺栓：将上、下箱联结成一个整体 4 通气孔：使箱体内热涨气体自由逸出，达到箱体内外气压相等，提高箱体有缝隙处的密封性能。 5 检查孔盖板：检查孔用于检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况，以及注入润滑油。检查孔盖板用于防止污物进入箱体内和润滑油飞溅出来。 6 吊环螺钉：用于搬运及拆卸机盖。 7 定位销：保证轴承座孔的安装精度。 8 油标尺：用 来检查油面高度，以保证有正常油量。 9 放油螺栓：用于排出污油，注油前用螺塞堵住。 10 平键：用于联接其它传动机构，如带轮，联轴器。 11 油封：防止润滑油飞溅出来。 12 齿轮轴：用于安装传动齿轮。 13 挡油盘：防止箱体内润滑油进入轴承。 14 轴承：用于支撑齿轮轴。 15 轴承端盖：防止轴承润滑脂泄漏及污物进入轴承。 17 齿轮：用于传递运动和动力。 18 - 轴套：用于定位轴承。 箱体设计尺寸及构造见减速箱装配图。 nts 十、键连接的选择 设计说明及数据计算 备 注 1电动机转轴上的键连结 1）选取平键尺寸 因所选择电动机的型号为 Y132M2-6，查机械设计手册得知电动机转轴直径为 35mm，轴毂长度 =80mm，故选择 A 型普通平键，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =10mm，高 =8mm，取键长 L=70mm。小带轮上槽宽 =10mm，槽深 =3.3mm。 2）校核键的联接强度 查表得 p=50 60MPa。 由公式得键上应力 p = dhlT4=9.14MPa5466.7N，故所选轴承符合要求。 2低速齿轮轴滚动轴承设计 因此轴承主要受径向载荷，根据工作条件决定选用深沟球轴承。 轴承应有的径向基本额定动载荷 /16 )1060( htd Lnf PfC查表得上式中 ft =1,fd =1.1。所以 3/16 )150001014.6560(1 7.123256.01.1 C =2950.05N。 已选 6212 轴承，其 Cr =32800N2950.05N，故所选轴承符合要求。 所查表为机械设计基础第 179 页表11-6， 11-7，因选用球轴承，取 3，据工作要求使用寿命Lh =5 365 8=14600,取 15000 十二、润滑与密封 设计说明及数据计算 备 注 1润滑设计 由于前面计算得齿轮圆周速度 v 12 m/s,所以齿轮采用润滑油润滑，将大齿轮浸入油池中进行润滑 ,深度不少于 10mm.轴承采用润滑脂人工加脂润滑。 在减速器箱体内装有一定量的润滑油（查 GB/T 5903-1995 润滑油选用 68 号润滑油），齿轮一部分浸入油中，当其旋转时，润滑油被溅起，散落到其他零件上进行润滑。 在进行减速器组装时，在轴承端盖凹槽内装入一定量润滑脂（查 GB/T 492-1989 润滑脂选用 3号钠基润滑脂），当轴承旋转时，产生热量使润滑脂锥入度变大，使润滑脂进入到轴承滚球进行润滑。 2密封设计 因减速器箱采用分体式箱体，从轴水平中心面处分为上、下箱体两部分，为防止灰尘进入箱体及防止箱体内润滑油被旋转齿轮甩出，在组装减速器时应在上、下箱体间涂上一层水玻璃或密封胶进行密封。在下箱体下部的放油螺栓及油标处应垫上橡胶垫圈，防止润滑油泄漏。通气孔及小盖处应垫上纸质垫片，起到一定密封作用，防止灰尘进入。 由 于在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装毛毡密封毡圈，以防止漏油和污物进入机体内。 所查标准来自机械设计基础第 7 8页 nts 十三、轴联器的选择 设计说明及数据计算 备 注 1联轴器类型选择 由于机组传递功率较小，单向运传载荷不大，空载启动，运转平稳，结构较为简单，为便于提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量较小，故选用凸缘式联轴器，制造材料使用碳钢。 2联轴器的载荷计算 8.1569550 nPKTKT AAcaNm 3联轴器型号选择 根据 Tca， d =50mm,n =384r/min 等条件，查机械设计手册 GB/T 5843-1986选用 YL11型凸缘联轴器，其额定转矩 T=5300Nm，许用转速 n=5300r/min，轴孔直径为 50mm，符合要求。 其中 KA 为工况系数，查机械设计基础第 216 页表 14-1，取KA=1.5 十四、设计小结 本次机械设计课程设计，是我进如大学里来同时也是有史以来的第一次较全面的设计能力训练，通过这次训练，我对机械设计基础知识及工程力学、互换性与测量技术、机械制图、金属工艺学、机械工程材料专业基础课之间的联系有了一个 较为系统全面的认识，同时也加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现为具体化 .这次课程设计初步掊养了我理论联系实际的设计思想，锻练了我综合运用机械设计和相关课程的理论，结合和生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展了有关机械设计方面的知识。 通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到了
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