一级减速器课程设计.docx
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一级减速器课程设计
第一部分课程设计任务书及传动装置总体设计.................................1
一、课程设计任务书 .....................................................1
二、该方案的优缺点 .....................................................3
第二部分电动机的选择.....................................................3
一、原动机选择 .........................................................3
二、 电动机的外型尺寸(mm) ............................................4
第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比.............................5
一、减速器总传动比 .....................................................5
二、减速器各级传动比分配.............................................5
第四部分V 带的设计 ......................................................5
一、外传动带选为普通 V 带传动 ...........................................5
二、确定带轮的结构尺寸,给制带轮零件图 .................................7
第五部分各齿轮的设计计算.................................................8
一、齿轮设计步骤 .......................................................8
二、 确定齿轮的结构尺寸,给制齿轮零件图 ...............................10
第六部分轴的设计计算及校核计算..........................................10
一、从动轴设计 ........................................................10
二、主动轴的设计 ......................................................15
第七部分滚动轴承的选择及校核计算........................................19
一、从动轴上的轴承 ....................................................19
二、主动轴上的轴承 ....................................................19
第八部分键联接的选择及校核计算..........................................20
一、根据轴径的尺寸,选择键 ............................................20
二、键的强度校核 ......................................................20
第九部分减速器箱体、箱盖及附件的设计计算...............................21
一、减速器附件的选择 ..................................................21
二、箱体的主要尺寸 ....................................................21
第十部分润滑与密封......................................................23
一、减速器的润滑 ......................................................23
二、减速器的密封 ......................................................23
第十一部分参考资料目录..................................................24
第十二部分设计小结......................................................24
第一部分传动装置总体设计
一、课程设 计任务书
设计带式运输机传动装置(简图如下)
数据编号12345678
运输机工作
800600750600500700650700
转矩 T(N·m)
运输机带速
1.41.41.51.51.61.61.71.7
V(m/s)
卷筒直径 D/mm300300300300300300300300
原始数据:
工作条件:
1
连续单向运转,工作时有轻微振动, 两班制工作(16 小时/天),
5 年大修,运输速度允许误差为 ± 5% 。
课程设计内容
1)传动装置的总体设计。
2)传动件及支承的设计计算。
3)减速器装配图及零件工作图。
4)设计计算说明书编写。
每个学生应完成:
1)部件装配图一张(A0)。
2)零件工作图两张(A3)
3)设计说明书一份(6000--8000 字)。
本组设计数据:
第 8 组数据:
运输机工作轴转矩 T/(N.m) 700
运输机带速 V/(m/s)1.70
卷筒直径 D/mm300
已给方案:
外传动机构为带传动。
减速器为单级圆柱齿轮减速器。
传动装置总体设计
传动方案(上面已给定)
1)外传动为带传动。
2)减速器为单级圆柱齿轮减速器
2
3)方案简图如下:
二、该方案的优缺点
该工作机有轻微振动,由于 V 带有缓冲吸振能力,采用 V 带传动
能减小振动带来的影响,并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大,可以
采用 V 带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。
减速器为一级圆柱齿轮减速器,原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机,
减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器,滚动轴承选用深
沟球轴承等。
总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可
靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第二部分电动机的选择
一、原动机选择
选用 Y 系列三相交流异步电动机,同步转速 1500r/min ,满载转速 1460r/min
。
传动装置总效率:
η a
3
η a =η1 ∙η 2 ∙η 3 ∙η 4 ∙η 5 ∙η 6 ∙η
7
η
1
= 0.96
η
2
= 0.99
η3 =0.97
η
4
= 0.99
η5 = 0.99 η
6
= 0.96
η
7
= 0.99
(见课程设计手册 P ,表 1-7)
其中:
η1为V带的传动效率
η2 为Ⅰ轴轴承效率
η
3
为齿轮传动效率
η
4
为Ⅱ轴轴承效率 为联轴器效率 为卷筒效率
η7为卷筒轴承效率
得 η
a
= 0 .96 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .97 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .96 ⨯ 0 .99 ≈ 0 .86
电动机的输出功率:
Pd
d
PW
a
其中 PW 为工作机(即输送带)所需功率
其中:
PW =
Tn w
9550 n w
=
700 ⨯ 108
9550 ⨯ 0 . 96
= 8 . 246 K w
n w =
V
π D
=
1 .70
3 .14 ⨯ 0 .30
≈ 108
R ∙ min
-1
(卷筒转速)
工作机的效率η w =0.96 (见课程设计手册 P ,表 1-7)
所以 P
d
=
P
η
W
a
=
8 .246
0 .86
≈ 9 .6 Kw
取 Pd = 11Kw
选择电动机为 Y160M-4 型(见课程设计手册 P167 ,表 12-1)
技术数据:
额定功率( K w )11满载转矩( r min )1460
额定转矩( N ⋅ m )2.2最大转矩( N ⋅ m )2.3
Y132S-4
二、电动机的外型尺寸(mm)
A:
254 B:
210C:
108D:
42E:
110F:
12G:
37H:
160K:
AB:
330AC:
325 AD:
255 HD:
385BB:
270 L:
600
4
(参考课程设计手册 P169 ,表 12-4)
第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比
一、减速器总传动比
i
a
=
nm
n
=
1460
108
≈ 13.52
(见课程设计手册 P188 ,表 13-2)
二、减速器各级传动比分配
ia = i1 ⋅i
2
i
a
= 13.52 = 3.38⨯ 4
初定:
i2 = 3.38 (带传动)
i1 = 4.0 (单级减速器)
第四部分V 带的设计
一、外传动带选为普通 V 带传动
(1)确定计算功率:
Pc
查表 13-8 得 Ka = 1.2 ,故 Pc = Ka P = 1.2 ⨯11kW = 13.2kW
(2)选带型号
根据
P
c
= 13.2 kW, n1 = 1460r / min 由图 13-15 查此坐标点位于窄 V 带选型区域处,
所以选用窄 V 带 SPZ 型。
(3)确定大、小带轮基准直径 d1 、d2
参考图 13-16 及表 13-9 选取小带轮直径
d
1
= 125mm
d
2
1
< H
(电机中心高符合要求)
5
从动带轮直径
d 2 = i⋅d
1
= 3.38⨯125 = 422.5mm ,取 d2 = 425mm
(4)验算带速
V
=
n1 ⋅π ⋅ d 1
60 ⨯1000
=
1460 ⨯π ⨯125
60 ⨯1000
-1
(5)从动轮带速及传动比
2
n 1460 -1
, i = d 2 =
d 1
425
125
= 3.4
(6)确定 V 带基准长度 Ld 和中心距 a
初步选取中心距 0.7 d a1 + d a2 ≤ a0 ≤ 2 d a1 + d a2
所以 385 ≤ a0 ≤ 1100 取 a 0 = 800mm
由式(13-2)得带长
L
0
= 2 a0 +
π
2
(d 1 + d 2) +
(d 2 - d 1)2
4a 0
= (2 ⨯ 800 +
π
2
(125 + 425) +
(425 -125)2
4 ⨯ 800
)mm
= 2492mm
查表 13-2,对 SPZ 型带选用 Ld = 2500mm。
再由式(13 - 6)计算实际中心距 :
a ≈ a 0 +
L d - L
2
0
= (800 +
2500 - 2492
2
)mm = 804 mm
(7)验算小带轮包角α1
由式(13-1)得
α
1
≈ 180︒ - d 2
- d 1
a
⨯ 57.3︒ = 158.6︒ ≥ 120︒ 合适
(8)确定 SPZ 型窄 V 带根数 Z
由式(13-15)得
Z =
Pc
(P0 + ∆ P0) K α K L
查表 13-4 知单根 SPZ 带的基本额定功率 P0 = 3.28 kW
6
查表 13-6 知单根 SPZ 带的基本额定功率的增量 式 ∆ P0 = 0.23 kW
由α 1 = 158.6︒ 查表 13-7 用线性插值法求得 K α ≈ 0 .95
查表 13-2 得 KL = 1.07 ,由此可得
Z =
13.2
(3.28 + 0.23) ⨯ 0.95⨯1.07
取 4 根
= 3.7
(9)求作用在带轮轴上的压力 FQ
查表 13-1 得 q=0.07kg/m,故由式 13-17 得单根 V 带的初拉力
F
0
2.5
zv K α
2
13.2 2.5
4 ⨯ 9.56 0.95
2
用
在轴上的压力
F
Q
= 2Z F 0 sin α 1 = (2 ⨯ 4 ⨯ 288⨯ sin
158.6︒
2
)N = 2264N
二、确定带轮的结构尺寸,给制带轮零件图
小 带 轮 基 准 直 径 d1 = 125mm 采 用 实 心 式 结 构 。
大 带 轮 基 准 直 径
d2 = 425mm 采用轮辐式结构
大带轮的简图如下:
7
第五部分各齿轮的设计计算
一、齿轮设计步骤
选用直齿圆柱齿轮,均用软齿面。
齿轮精度用 8 级,轮齿表面精糙度为
Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀。
(1)选择材料及确定许用应力
小 齿 轮 采 用 40MnB 调 质 , 齿 面 硬 度 为 241 ~ 286HBS,σ H lim1 = 700MPa ,
σFE1 = 590MPa (表 11-1),大齿轮用 ZG35SiMn 调质,齿面硬度为 241~269HBS,
σ H lim2 = 600MPa , σFE2 = 510MPa (表 11-1),由表 11-5,取 SH = 1.15,SF = 1.35
[σ H1] = σ H lim1
SH
=
700
1.15
MPa = 609MPa
[σ H 2 ] = σ H lim2
SH
=
600
1.15
MPa = 522MPa
[σ F1] = σ FE1
SF
=
590
1.35
MPa = 437MPa
8
[σ F 2 ] = σ FE2
SF
=
510
1.35
MPa = 378MPa
(2)按齿面接触强度设计
设齿轮按 8 级精度制造。
取载荷系数 K=1.5(表 11-3),齿宽系数φd = 1.0
(表 11-6)小齿轮上的转矩
6
P
n1
6
10. 454
429
5
取 Z E = 188.9 (表 11-4)
d
1
≥ 3 (
) ⨯
u
=
3
( 4 +1)
4
⨯ (
522 1.0
)
5
mm = 89.4mm
齿数取 Z1 = 30,则Z2 = 30 ⨯ 3.98 ≈ 120。
故实际传动比i =
120
30
= 4
模数
m =
d1
z1
=
89 .4
30
= 2.98
齿宽 b = φd ⋅ d1 = 1.0 ⨯ 89.4mm = 89.4mm,取b2 = 90mm, b1 = 95mm
按表 4-1 取 m=3mm,实际的 d1 = z ⨯ m = 30 ⨯ 3mm = 90mm, d2 = 120 ⨯ 3mm = 360mm
中心距
a =
d1 + d2
2
=
90 + 360
2
mm = 225mm
(3)验算轮齿弯曲强度
齿形系数
YFa1 = 2.(图11- 8)
YSa1 = 1.63(图11- 9)
Y
Fa 2
= 2 . 13
Y
Sa
2
= 1 . 82
由式(11-5)
σ F1 =
2KT1YFa 1YSa 1
2
=
2
5
MPa = 122MPa < [σ F1] = 437MPa
9
σ F 2 = σ F1
YFa2YSa2
YFa1YSa1
= 122 ⨯
2.13⨯1.82
2.6 ⨯1.63
MPa = 112MPa < [σ F 2 ] = 378MPa,安全
(4)齿轮的圆周速度
V =π d 1 n1
60 ⨯ 1000
=
3 .14 ⨯ 90 ⨯ 429
60000
= 2 .02 m / s
对照表 11-2 可知选用 8 级精度是合适的。
总结:
直齿圆柱齿轮z
1
=
30
z
2
=
120
m
=
3
二、确定齿轮的结构尺寸,给制齿轮零件图
大齿轮示意图
第六部分轴的设计计算及校核计算
一、从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为 45 号钢,调质处理。
查表 14-1 知
强度极限σ B = 650MPa,屈服极限σ S = 360MPa,弯曲疲劳极限σ -1 = 300MPa,
2、按扭转强度估算轴的最小直径
10
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d ≥ C3
p
n
按扭转强度初估轴的直径,查表 14-2 得 c=118~107,取 c=112 则:
从动轴:
d ≥ C3
p
n
mm = 1123
10.04
107
mm = 51mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准, 取d = 55mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,
按比例绘制轴系结构草图
0.015 A-B
0.015 A-B
0.01
0.005
0.8
R1
1.6
0.01
0.8
0.005
1.6 1.6
0.012 A
2×M8-6H
12
2×B4/12.5
3.2
36 85
R1
80
123
100
349
1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查[2]表 9.4 可得联轴器的型号为 :
GY7 凸缘联轴器
Y 55⨯112
Y 55⨯112
GB/T 5843-2003
主动端:
Y型轴孔、A型键槽、d1 = 55mm、L = 112mm;
从动端:
Y型轴孔、A型键槽、d1 = 55mm、L = 112mm;
2)、确定轴上零件的位置与固定方式
11
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位。
3)确定各段轴的直径
将估算轴 d=55mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配(如图),
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为 d2=60mm
齿轮和右端轴承从右侧装入, 虑装拆方便以及零件固定的要求, 轴承处 d3
应大于 d2,取 d3=65mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3,取
d4=70mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径 d5 = 78mm ,满足
齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右
端轴承型号与左端轴承相同,取 d6 = 65mm
4)选择轴承型号.由 表 16-2 及表 16-4 初选深沟球轴承,代号为 6213,查机
械设计手册可得:
轴承宽度B=23 ,安装尺寸 damin = 74mm, , 选轴肩直径d5=78mm.
5)确定各段轴的长度
Ⅰ段:
d1=55mm长度取 L1=100mm
II 段:
d2=86mm长度取 L2 = 90 mm
III 段直径 d3=65mm,此段安装轴承,轴承右端靠套筒定位,轴承左端靠轴承
盖定位初选用 6213 深沟球轴承,其内径为 65mm,宽度为 23mm,取轴肩挡圈
12
长为 10mm
L3=5+10+11.5+11.5=38mm
Ⅳ段直径 d4=70mm,此段安装从动齿轮,由上面的设计从动齿轮齿宽 b=90mm,
L 4 = 90 - 5 = 85 mm
Ⅴ段直径 d5=78mm.长度 L5=12mm
Ⅵ段直径 d6 = 65mm ,长度 L6 = 24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
L
= (11.5+12+45)×2=137mm
4、轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
从动齿轮分度圆直径 d 2 = 360 mm , 此段轴直径d = 70 mm
1)绘制轴受力简图(如图 a)
齿轮所受转矩 T = 9550 ⨯
P
n
= 9550 ⨯
10.04
107
N ⋅ mm = 896N ⋅ m
作用在齿轮上的圆周力:
Ft=2T/d= 2 ⨯ 8.96 ⨯ 10 5 / 360 N = 4978 N
径向力:
Fr=Fttan200=4978×tan200 =1812N
该轴两轴承对称,所以 L A = L B =
2)求垂直面的支承反力
L
F AY = F BY =
1
2
F r =
1
2
⨯ 1812 = 906 N
求水平面的支承反力
F AZ = FBZ =
1
2
Ft =
1
2
⨯ 4978 N = 2489 N
3)由两边对称,知截面 C 的弯矩也对称。
截面 C 在垂直面弯矩为
13
-3
截面 C 在水平面上弯矩为:
MC2=FAZ L/2=2489×68.5×10 -3 =170.5N·m
4)绘制垂直面弯矩图(如图 b)
绘制水平面弯矩图(如图 c)
5) 绘制合弯矩图(如图 d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(622+170.52)1/2=181.4N·m
6) 绘制扭矩图(如图 e)
转矩:
T=9550×(P/n)=896N·m
7)绘制当量弯矩图(如图 f)
截面 c 处最危险,如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数α = 0.6 ,
截面 C 处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[181.42+(0.6×896)2]1/2=567.4N·m
8)校核危险截面 C 的强度
轴的材料选用 45 钢,调制处理,由表 14-1 查得 σ B = 650MPa ,由表 14-3 查
得 [σ -1b ] = 60MPa ,则
σ
e
=
M ec
0 .1d
3
=
567 .4
0 .1 ⨯ 70 3 ⨯ 10
- 9
Pa = 16 .6 MPa < [σ
-1b
] =
60 MPa
∴该轴强度足够。
图 a--f 如下图:
14
二、主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为 45 号钢,调质处理。
查表 14-1 知
强度极限σ B = 650MPa, 屈服极限σ S = 360MPa, 弯曲疲劳极限σ -1 = 300MPa 2、
按扭转强度估算轴的最小直径
初估轴径,按扭转强度初估轴的直径,查表 14-2 得 c=118~107,取 c=112 则
主动轴:
d
≥ C 3
p
n
mm = 112
3