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0
一、课程设计任务书0
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4
—、减速器总传动比4
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7
一、齿轮设计步骤7
2.确定齿轮的结构尺寸,给制齿轮零件图9
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14
第七部分滚动轴承的选择及校核计算17
一、从动轴上的轴承17
二、主动轴上的轴承18
第八部分键联接的选择及校核计算18
一、根据轴径的尺寸,选择键18
二、键的强度校核19
第九部分减速器箱体、箱盖及附件的设计计算20
一、减速器附件的选择20
二、箱体的主要尺寸20
第十部分润滑与密封21
一、减速器的润滑21
二、减速器的密封22
第十一部分参考资料目录22
第十二部分设计小结22
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
85
转矩T(N-m)
卷筒直径D/mm3
原始数据:
工作条件:
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.in)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
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,标准化程度髙,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、成本低传动效率髙。
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:
z
7=0.96"=0.9977,=0.97
Z=0・99r/s=0.99/J=0.96z=0・99(见课程设计手册4,表1-7)其中:
U为V带的传动效率%为I轴轴承效率7为齿轮传动效率
Z为II轴轴承效率久为联轴器效率z为卷筒效率
为卷筒轴承效率
得q=0.96x0.99x0.97x0.99x0.99x0.96x0.99a0.86
电动机的输出功率:
pd
p畫其"为工作机“即输送郛所需功率
工作机的效率7,二0.96(见课程设计手册表1-7)
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.)11满载转矩(%曲)1460
额定转矩(N・加)2.2最大转矩("•/)2.3
Y132S-4
二、电动机的外型尺寸(mm)
A:
254B:
210C:
108D:
42E:
110F:
12G:
37H:
160K:
15AB:
330AC:
325AD:
255HD:
385BB:
270L:
600
(参考课程设计手册/U,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
「知需「X(见课程设计手册见表3)
二、减速器各级传动比分配
ia=ilh
z;=13.52=3.38x4
初定:
"3.38(带传动)
厶=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:
p
查表13-8得Q=1.2,故p(=ATaP=1.2x1lkW=\3.2kW
(2)选带型号
根据p=13.2kW,n,=1460r/min由图13T5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、小带轮基准直径山、①
参考图13-16及表13-9选取小带轮直径〃产125〃"
& 2 从动带轮直径J=3.38x125=422.5mm,取d2=425/? ? /» (4)验算带速 (5)从动轮带速及传动比 /7i1460•-iJ425 府厂他Rmm,心泊矿3.4 (6)确定V带基准长度厶,,和中心距。 初步选取中心距°7必1+da)~UoW2也+〃“2) 所以385<^0<1100取a0=800/77/7/ 由式(13-2)得带长 乙)=2偽+号(〃1+〃2)+"7刃 =(2x800+-(125+425)+幽? 〉一12〉)“ 24x800 =249277777/ 查表13-2,对SPZ型带选用£,=2500nma再由式(13-6)计算实际中心距: 心偽+乙;厶=(800+2500-2492)mm=804mm (7)验算小带轮包角务 由式(13T)得«180°57.3°=158.6°>120°合适 (8)确定SPZ型窄V带根数Z 由式(13-15)得n Z= (Po"Po)KaKl 查表13-4知单根SPZ带的基本额定功率£=3.2%W 查表13-6知单根SPZ带的基本额定功率的增量式舗=O.23kW由0=158.6。 查表13-7用线性插值法求得~0.95查表13-2得心=1.07,由此可得 z_13.2 (3.28+0.23)x0.95xl.O7,取4根 =3.7 (9)求作用在带轮轴上的压力① 查表13-1得q二0.07kg/m,故由式13-17得单根V带的初拉力 Fo=5OOx¥(^-l)+g'[5OOxJ|寻(||-1)+0.07><9.56卜288"作用 在轴上的压力 ary1586° Fq=2ZF()sin—=(2x4x288xsin—)N=2264N 22 二、确定带轮的结构尺寸,给制带轮零件图 小带轮基准直径d^\25mm采用实心式结构。 大带轮基准直径 d2=425nun采用轮辐式结构 大带轮的简图如下: 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Rai.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,=700MPa,%产590MPa(表i—]),大齿轮用ZG35SiMn调质,齿面 [b〃2]=弘也=竺MPa=522MPa 硬度为241〜269HBS,cr//lim2=600MPa,crf£2=510MPa(表11-1),由表11-5,取SH=1.15>Sp=1・35 S〃1.15 [如=注=—MPa=437MPa SF1.35 [%]=MPa=378MPa 八Sf1.35 (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),齿宽系数如=1.0 (表11-6)小齿轮上的转矩 Tx=9.55x]0°x仝=9.55x]0°xN・〃加=2.327x1Q5•nun 429 取Z£=188.9(表11-4) 齿数取乙=30,则Z? =30x3.98a120。 故实际传动比=匚厂4 模数〃匸色=空=2.98 按表4-1取m二3mm,实际的〃】=Z,xm=30x3hvh=90mm,d2=120x3nvn=360nvn r+i匚d、+d=904-360 中心距a==mm=225mm 22 (3)验算轮齿弯曲强度 齿形系数YFai=2.6(1^111-8)Y^=\63(图11-9) Y®=2.13心2=「82 由式(11-5) 卄勿亶严处翥將叭“Wgjf戲,安全 (4)齿轮的圆周速度 冷rn°2" 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N.=30.=120“Z7Z=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%=650MP",屈服极限bs=360MM,弯曲疲劳极限j=300MPa, 2、按扭转强度估算轴的最小直径 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: dnc語 按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c二118〜107,取c=112则: 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取〃=55/77777 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 J/•0.015A-B 1)、联轴器的选择 可釆用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为: GY7凸缘联轴器方5x112GB/T5843-2003 K55X112 主动端: Y型轴孔、A型键槽、厶=112〃〃”; 从动端: 丫型轴孔、A型键槽、〃]=55nun、厶=112mm; 2)、确定轴上零件的位置与固定方式 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作为外伸端直径山与联轴器相配(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,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴承处ch应大于d2,取d3=65mni,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径ch应大于d;i,取dF70mn)o齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径J5=78W/n,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〃6=65〃〃" 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二23,安装尺寸clamm=74〃叽,选轴肩直径d5=78mm. 5)确定各段轴的长度 I段: di=55min长度取Li=100mm II段: d2=86mm长度取L? =90mm III段直径d;1=65n)m,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65伽,宽度为23mm,取轴肩挡圈长为10mm L: 产5+10+11.5+11.5=38min IV段直径dF70mm,此段安装从动齿轮,由上面的设计从动齿轮齿宽 b二90mm,Z,4=90-5=85mm V段直径d5=78mni.长度L5=12nini VI段直径4=65如,长度4=24mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 乙=(11.5+12+45)X2=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〃2=360nun,此段轴直径d=70mm 1)绘制轴受力简图(如图a) pin 齿轮所受转矩T=9550x—=9550x—N-/zwn=896•m n107 作用在齿轮上的圆周力: Ft二2T/d二2x8.96x10’/360N=4978N 径向力: Fr=Fttan20°=4978Xtan20o=1812N 该轴两轴承对称,所以厶4=L”=—=68.5/77/h 2)求垂直面的支承反力 =巧纤=g巧=*xl812=906N 求水平面的支承反力 Faz=Fbz=丄歼=丄x4978AA=2489N 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 Mci=FAyL/2=906X68.5X10_3=62N・m 截面C在水平面上弯矩为: Mc2=FazL/2=2489X68.5X10~3=170.5N・hi 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=(Mci2+Mc22)1/2=(622+170.52),/2=181.4N•m 6)绘制扭矩图(如图e) 转矩: T二9550X(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 a=0.6,截面C处的当量弯矩: Mec=[Me2+(aT)2]1/2 =[181.42+(0.6X896)2],/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查得巾=650MPa,由表14-3查得 [bj」=60MPo,则 ・••该轴强度足够。 图a--f女卩下图: C3 _Mce ■rijTTTrnninrunixi^ Cc> ®一十「「仃帀[111]打「门-厂7 tILW11MLJJ1UJJM 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6=650MPd,屈服极限6=360MH? 弯曲疲劳极限“=300MPa2、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二118〜107,取c=112则 主动轴: d>=112g-mm=32.5mm 考虑到键槽对轴的削弱,取d=1.05x32.5wm«35nwi 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,草图类似从动轴。 确定轴上零件的位置与固定方式 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。 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。 4确定轴的各段直径 初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm, 宽度为19mm。 将估算轴d=35mm作为外伸端直径山.取第二段直径为d2=40mm 齿轮和右端轴承从右侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴承处ch应大于d2,取d3=45min,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径dq应大于d: i,取dF50mmo齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d5=58mm,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=45min. 选择轴承型号.由表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6209,查机械设计手册可得: 轴承宽度B二19,安装尺寸心m=52w选轴肩直径d5=58mm. 5确定各段轴的长度 I段: di=35mm长度取Li=75mm 11段: d2=40mm长度取L2=78/nm III段直径d;i=45mm,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6209深沟球轴承,其内径为45俪,宽度为19mm,取轴肩挡圈长为10mm L3=5+24+19=48mm IV段直径dF50mm,此段安装主动齿轮,由上面的设计从动齿轮齿宽b二95mm,2L4=95—5=90mm V段直径d5=58nun.长度L5=10nun VI段直径久=45/77/7/,长度厶=10+20二30mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 匚=<9.5+10+10+47.5〉x2=154/7Z77Z 6轴的强度校核 按弯矩复合强度计算 1)绘制轴受力简图(如图3) 齿轮所受的转矩: T=9550P/n=9550X10.4544/429N•m=232.5N•m 作用在齿轮上的圆周力: Ft=2T/d=2x232.5x10“/90=5167N 径向力: Fr=Fltan20°=5167Xtan20°=1881N 该轴两轴承对称,所以厶人=乙〃=—=77/zzm 2)求垂直面的支承反力 存='1881=940.52 求水平面的支承反力 Faz=Fbz=丄耳=5167N=2583.577 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 Mcl=FAyL/2=940.5X77X10壬72.4N•m 截面C在水平面上弯矩为: MC2=FazL/2二2583.5X77X10_3=199N・in 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=(Mc.'+Mcz2)l/-(72.42+1992)1/2=212N•m 6)绘制扭矩图(如图e) 转矩: T二9550X(P/n)=232.5N・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 «=0.6,截面C处的当量弯矩: Mec=[Me2+(aT)2]1/2 =[2122+(0.6X232.5)2]l/2=254N・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查得巾=650MPa,由表14-3查 得k.1/(]=60/WP«,则 Me ①O.k/3 =0.1x50^x10-20.4MPa<[^]60MR 该轴强度足够 图a--f类似从动轴,此图省略。 第七部分滚动轴承的选择及校核计算 一、从动轴上的轴承 由初选的轴承的型号为: 6213,查表6-1(课程设计手册)可知: d=65mm,外径 D=120mm,宽度B=23mm,基本额定动载荷0=57.2灯V,基本额定静载荷 C()r=40.0"/极限转速6300r/min 根据设计条件要求,轴承预计寿命为Lh=5X300X16=24000h 轴承基本额定动载荷为C=乎(需乙 转速n=107厂/min,ft=1,(表16・8)fp=1.5(表16-9)对于球轴承£=3 所以C=I: 906(60爲07*24OOO)=7286N=7.286WN 因为Cr=57.2kN9所以C 二、主动轴上的轴承由初选的轴承的型号为: 6209,查表6-1(课程设计手册)可知: dM5mm,外径D=85nun,宽度B二19mm,基本额定动载荷C’=3\.5kN,基本额定静载荷C()r=20.5kN极限转速9000r/min 根据设计条件要求,轴承预计寿命为Lh=5X300X16=24000h 轴承基本额定动载荷为C=竽(罟厶]" 深沟球轴承只考虑径向载荷,则当量动载荷P=Fr=94O.5N 转速刃=429厂/min,ft=1,(表16-8)fp=1.5(表16-9)对于球轴承£=3 所以C=15%(6。 爲29%24000)=12015N=12.015kN 因为Cr=57.2kN,所以C 一、根据轴径的尺寸,选择键 查课程设计(表4-1) 二、键的强度校核 键],GB/T1096键10X8X63工作长度I=L-b=63-\O=53mm挤压强度于殄签磐和"•杯‘ ・・•&」=70~8OMPa(轮毂材料为铸铁)・•・b“<[b」・・・所选键的强度足够 键2,GB/T1096键14X9X70工作长度I=L-b=7O-\4=56mm 挤压强度^,=—=-4-232—MPa=AOMPa"dhl50x9x56 •••[b」=125~15OMPa(轮毂材料为钢)二勺<[crj/.所选键的强度足够 键3,GB/T1096键16X10X70工作长度I=L-b=7O-2O=5Omm 挤压强度巾=將=卞凳: 矇5“皿 ・・•[b」=125〜15OMPa(轮毂材料为钢)二b”<[crj/.所选键的强度足够 键4,GB/T1096键16X10X80工作长度I=L-b=80-\6=64mm 挤压强度勺=將=苓號磐沁=-2沁 •・•所选键的强度 =125〜15OMPa(轮毂材罪卜为宅冈)/.b卩< 第九部分减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 一、减速器附件的选择 通气器: 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M12X1.5 油面指示器: 选用游标尺M12 起吊装置: 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞: 选用外六角油塞及垫片M12X1.5 根据《机械设计基础课程设计》表11-1选择适当型号: 起盖螺钉型号: GB/T5782-2000M12X45,材料5.8 髙速轴轴承盖上的螺钉: GB5783〜86M8X25,材料5.8 低速轴轴承盖上的螺钉: GB5782-2000M8X25,材料5.8 螺栓: GB5782〜2000M16X120,材料5.8 二、箱体的主要尺寸 (1)箱座壁厚: 6*=0.0258+1=0.025X225+1二6.625nun 取=10mms (2)箱盖壁厚: =0.02a+l=0.02X225+1=5.5mm 取二10mm (3)箱盖凸缘厚度: b^l.5^=1.5X10=15mm (4)箱座凸缘厚度: b二1.5占二1.5X
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