一级圆柱直齿减速器课程设计674.2%0.85%600%210.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计674.2%0.85%600%210
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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674.2%0.85%600%210,减速器课程设计
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机械 课程 设计 任务书 设计题目 带式运输机传动装置 学 院 材料科学与工程 学院 专业班级 材料 0810 班 设 计 者 学 号 指导教师 完成日期 2009 年 1 月 8 日 中南大学 目 录 一、前言 . 二、设计任务 . 三、计算过 程及计算说明 一 传动方案拟定 . 二 电动机的选择 . 三 计算总传动比及分配各级的传动比 . 四 运动参数及动力参数计算 . 五 传动零件的设计计算 . 六 轴的设计计算 . 七 滚动轴承的选择 八 键联接的选择及计算 . 九 减速箱体结构 . 十 润滑和密封 . nts四、小结 . 五、参考资料 . . 一、前言 （一 ) 设计目的： 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。 (二 ) 传动方案的分析： 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部 分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围 广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 一、设计任务 具体要求： 1、 电动机类型确定 2、 单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算 3、 编写一份设计说明书 4、 装配图一张（ 1 号图纸）、齿轮及轴的零件图各一张 nts二、计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （ 1） 工作条件：使用年限 8 年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。 （ 2） 原始数据：滚筒圆周力 F=4200N；带速 V=0.85m/s；滚筒直径 D=600mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （ 1）传动装置的总功率： 总 = 带 4 轴承 闭式齿轮 联轴器 滚筒 开式齿轮 =0.960.9940.970.990.960.95 =0.81 (2)电机所需的工作功率： P 工作 =FV/1000 总 =42000.85/10000.81 =4.421KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转 速： n 筒 =601000V/D =6010000.85/600 =27.07r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=3 6。取 V 带传动比 I2=2 4，则总传动比理时范围为 Ia=18 144。故电动机转F=4200N V=0.85m/s D=600mm 滚筒=27.07r/min 总=0.81 P 工作=4.421KW nts速的可选范围为 nd=Ian 筒 =487 4954r/min 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、和 1500r/min 等。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的 传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。 其主要性能：额定功率： 5.5KW，满载转速 960r/min，质量 84kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 筒 =960/27.07=35.46 2、分配各级伟动比 （ 1） 取 V 带，圆柱齿轮 i 齿轮 =i 减速器 =3.8（单级减速器 i=36 合理） （ 2） i 总 =i 齿轮 iV 带 i 减速器 iV 带 =i 总 /（ i 齿轮 i 减速器） =35.46/3.84=2.456 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） V 带高速轴 nI=n 电机 =960r/min 减速器高速轴 nII=nI/iV 带 =960/2.456=390.9(r/min) 减速器低速轴 nIII=nII/ i 减速器 =390.9/3.8=102.9(r/min) 电动机型号 Y132M2-6 i 总=35.46 据手册得 nts传动滚筒轴 nIV= nIII/i 齿轮 =102.9/3.8=27.07(r/min) 2、 计算各轴的输入功率（ KW） V 带低速轴 PI=P 工作 =5.5KW 减速器高速轴 PII=PI 带 =5.50.96=5.28KW 减速器低速轴 PIII=PII 轴承 齿轮 = 5.07KW 开式齿轮高速轴 PIV = PIII 轴承 联轴器 =5.070.990.99=4.97 KW 滚筒轴 PV = PIV 轴承 开式齿轮 =4.970.990.95=4.67 KW 3、 计算各轴扭矩（ Nm ） 电动机输出轴 TI=9.55106PI/nI =9.551035.5/960=54.714Nm 减速器高速轴 TII=9.55106PII/nII =9.551065.28/390.9=128.995Nm 减速器低速轴 TIII=9.55106PIII/nIII =9.551065.09/102.9=470.539Nm 开式齿轮高速 TIV=9.55106 PIV / nIII = 95504.97/102.9=461.289 Nm 滚筒轴 TV=9.55106 PV / nIV =95504.67/27.07=1647.525 Nm 五、传动零件的设计计算 i 齿轮=3.8 i V 带=2.456 nI =960r/min nII=390.9r/min nIII=102.9r/min nIV=27.07 r/min PI=5.5KW PII=5.28KW PIII=5.07KW PIV =4.97KW PV =4.67KW nts1、 皮带轮传动的设计计算 （ 1） 选择普通 V 带截型 由课本 P205表 13-6 得： kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW 由课本 P205图 13-15 得：选用 A 型 V 带 （ 2） 确定大小带轮基准直径，并验算带速 由课本表 13-7 得，推荐的小带轮基准直径为 75mm 则取 dd1=125mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/309.9125=306.9mm 由课本 P74 表 5-4，取 dd2=300mm 实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=960125/300 =400r/min 转速误差为： n2-n2/n2=390.9 -400/390.9 =-0.0231200（适用） （ 5）确定带的根数 根据课本 P203 表（ 13-3） P1=1.37KW 根据课本 P204 表（ 13-4） P1=0.11KW 根据课本 P8204 表（ 13-5） K=0.96 根据课本 P202 表（ 13-2） KL=1.03 由课本 P204 式（ 13-15）得 Z=PC/P=PC/(P1+ P1)KKL =4.13 (6)计算轴上压力 由课本 P201表 13-1 查得 q=0.1kg/m，由式（ 13-17）单根 V带的初拉力： F0=500PC/ZV（ 2.5/K -1） +qV2 =158.5N dd2=306.9mm 取标准值 dd2=300mm n2=4 00r/min V=6.28m/s 取 a0=650 Ld=2000mm nts则作用在轴承的压力 FQ，由课本 P87 式（ 5-19） FQ=2ZF0sin1/2=1571N 2、齿轮传动的设计计算 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS，取 250HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P162表 11-2选 9 级精度。齿面精糙度 Ra1.6 3.2m HlimZ1=680Mpa HlimZ2=560Mpa 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0 Flim1=240Mpa Flim2 =190Mpa 按一般可靠度选取安全系数 SF=1.25 H1=Hlim1/SH=680/1.1Mpa =618.2Mpa H2=Hlim2/SH=560/1.1Mpa =509.1Mpa F1=Flim1 /SF=240/1.3Mpa =184.6Mpa F2=Flim2 /SF =190/1.3Mpa =146.2Mpa (2)按齿面接触疲劳强度计算中心距 a T1=128995Nmm 选取载荷系数 K=1.4 齿宽系数 a= =0.4 u=i 齿 =3.8 则 a=(u+1)3 （ 335/H2*KT1/ ua =178.5 a=660mm Z=5 根 F0=158.5N FQ =1571N nts (3)确定齿数和模数 传动比 i 齿 =3.8 取小齿轮齿数 Z1=35。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=133 实际传动比 I0=3.31 传动比误差： i-i0/I=1%48720h 预期寿命足够 2、计算输出轴承 选 6213 型深沟球轴承，其内径 d 为 65mm，外径 D=120mm，宽度 B 为 23mm Cr=44.0kN (1)已知 n =76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选 6213 型深沟球轴承 根据课本 P265 表（ 11-12）得 FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷 FA1、 FA2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 任意用一端为压紧端， 1 为压紧端， 2 为放松端 两轴承轴向载荷： FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数 x、 y d1=50mm L1=70mm d2=56mm L1=60mm d3=63mm L1=45mm d4=70mm L4=80mm d5=76mm L5=7mm d6=63mm L1=30mm d7=72mm L1=4mm ntsFA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本 P263 表（ 11-8）得： e=0.68 FA1/FR148720h 此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 Ft=2830.3N Fr=1030.1N FAX= FBY=515.1N FAZ=FBZ=1415.2N MC1=23.34Nm MC2=66.87Nm nts 1、带轮与输入轴采用平键 轴径 d1=30mm,L1=75mm 查手册得单圆头普通平键用于轴端，选用 C 型平键，得： bh=87 l=L1-b=75-8=67mm T2=129Nm h=7mm p=4T /dhl=4128995/30767 =36.67MpaR(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d4=50mm L4=87mm T =128.995Nm 查手册 10-9 选 A 型平键 键 149 l=L4-b=87-14=73mm h=9mm p=4T/dhl=4128995/50973 =15.71Mpap(110Mpa) 3、输出轴与齿轮联接用平键联接 轴径 d4=70mm L4=82mm T =470.539N.m 查手册 选用 A 型平键 键 2012 l=L4-b=82-20=62mm h=12mm p =4 T /dhl=4470539/701262 =36.14Mpap 4、输出轴与联轴器联接用平键联接 MC=70.83Nm Mec=291.1Nm e=18.5Mpa 轴承预计nts轴径 d1=50mm L1=75mm T =470.539N.m 查手册 选 C 型平键 键 1610 l=L1-b=75-16=59mm h=10mm p=4 T /dhl=4470539/161059 =101.87Mpap(110Mpa) 九 减速箱体结构 1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。 尺寸列入下表，单位 mm。 符 号 名 称 尺 寸 备 注 底座壁厚 10 不小于 8 1 箱盖壁厚 1 =0.8=8 不小于 8 b 箱底座上不凸缘厚 b=1.5=15 b1 箱盖凸缘厚 b1 =1.51=12 b2 想底座厚 b2=2.5=25 m 箱座加强肋厚 m=0.85 =8.5 m1 箱盖加强肋厚 m1=0.851 =6.8 df 地脚螺栓直径 df=20 手册查得 d1 轴承旁连接螺栓直径 d1=0.75 df=15 n=4 d2 箱 座与箱盖连接螺栓直径 d2=0.5 df=10 d3 轴承盖固定螺栓直径 d3=8 手册查得 d4 视孔盖螺栓直径 d4=0.4 df=8 c1 箱壳外壁至螺钉中心线间的距离 c1=26 c1=24 可由手册查得 k 底座上部或下不凸缘宽 k= c1+ c1=50 D1 小轴承盖螺钉分布圆直径 D1=D+5 d3=105 D=85 为小轴承外径 D0 105 D5 81 寿命 48720h FS1=FS2=315.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3ntsD2 大轴承盖螺钉分布圆直径 D2=D+5 d3=160 D0 145 D5 115 R 箱盖外表面圆弧半径 196.75 十 润滑和密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为 1.8m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于齿轮周向速度为 1.8m/s 2 m/s 所以宜用脂润滑，应开设封油盘。 三、润滑油的选择 考虑到该装置用于小型设备，选用 L-AN15 润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（ F） B25-42-7-ACM，（ F） B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 N P2=750.3N LH=1047500h 预期寿命足够 FR nts=903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N nts Lh =2488378.6h 故轴承合格 C 型平键 87 p=36.67Mpa nts A 型平键 149 p =15.71Mpa A 型平键 2012 p=36.14Mpa C 型平键 1610 p=101.87Mpa nts 四、小结 在设计过程中的经验教训总结： 1.设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。 2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。 3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。 4.在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。 5.整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据，结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。 通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了能力，综合素质得到较大 提高。 安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步
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