减速器机械设计课程设计()

1目录一．设计任务书……………………………………………2二.传动装置总体设计……………………………………………3三．电动机的选择…………………………………………………42四．V带设计………………………………………………………6五．带轮的设计……………………………………………………8六．齿轮的设计及校核……………………………………………9七．高速轴的设计校核……………………………………………14八．低速轴的设计和校核…………………………………………21九.轴承强度的校核………………………………………………29十．键的选择和校核………………………………………………31十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择………………………32十二.箱体的设置…………………………………………………33十三.减速器附件的选择…………………………………………35十四.设计总结………………………………………………………37十五。参考文献………………………………………………………38一．任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置3原始数据：工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。4运输带速度允许误差：±5%。设计工作量：1.减速器装配图一张（A3）2.零件图（1～3）3.设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力T(N/m)___4800______运输机带速V（m/s）____1.25_____卷筒直径D（mm）___500______已给方案三．选择电动机1．传动装置的总效率：η=η1η2η2η3η4η55式中：η1为V带的传动效率，取η1=0.96；η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99；η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97;η为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.98；η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。所以，传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86电动机所需要的功率P=FV/η=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2．卷筒的转速计算nw=60*1000V/πD=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/minV带传动的传动比范围为]4,2['1i;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[8，10]；机械设计第八版413页总传动比的范围为[16，40]；则电动机的转速范围为[763,1908];3．选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M-6型电动机。额定功率7.5KW，满载转速971（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m）4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：n为电动机满载转速；wn为工作机轴转速。6取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=10.03;5．计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。Ⅰ轴：n1=n/i1=971/3=323.6r/min;Ⅱ轴：n2=ni/6.76=47.7;r/min卷筒轴：n3=n2=47.7r/min7.计算各轴的功率Ⅰ轴：P1=Pη1=6.970.96=6.5184(KW);Ⅱ轴P2=P1η2η3=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P2ηη2=6.250.980.99=6.06(KW)8．计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5N·mⅠ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=68.5*3*0.96*0.99=195.3N·mⅡ轴的转矩：T3=T2i2*η2η3=195.36.760.990.97=1267.8N·m第二部分传动零件的计算四.V型带零件设计1.计算功率：75.95.73.1PKACAPkA--------工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页p--------电动机的额定功率2.选择带型根据75.9PCA，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页由表8－6和表8－8取主动轮基准直径7mmdd1401则从动轮的直径为4202dd据表8－8，取4502bdmm3.验算带的速度1000601nvdd=10006097114014.3=7.11m/s机械设计第八版157页7.11m/s25m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)，初步确定中心矩机械设计第八版152页oa=1000mm5.计算带所需的基准长度：0dL=02122104/)(2/)(2addddadddd=)10004/()140450(2/)140450(14.3100022=2950.6mm机械设计第八版158页由表8－2选带的基准长度Ld=3150mm6.计算实际中心距a2/)(0dodLLaa=2/)6.29503150(1000/2=1100mm8机械设计第八版158页验算小带轮上的包角1adddd/3.57)(18001201=09.163o907.确定带的根数ZZ＝kkppplca)(00机械设计第八版158页由min/971rn，3,1401immdd查表8－4a和表8－4b得p0=1.68，p0=0.31查表8－5得：k0.955,查表8－2得：kl1.07，则Z＝kkppplca)(00=9.75/(1.68+0.31)0.9551.07=4.794取Z=5根8.计算预紧力vkpFqVZca20)15.2(500机械设计第八版158页查表8-3得q=0.18（kg/m）则2011.718.0)1955.05.2(511.775.9500F=230.8N9.计算作用在轴上的压轴力)2/sin(210zFFp095.81sin8.23052=2285.2N机械设计第八版158页9五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径1401dd，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径4502dd，采用孔板式。六．齿轮的设计1．选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取2Z=1632按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即213112.32()ttdEuuHZkTd机械设计第八版203页选用载荷系数tK=1.3计算小齿轮传递的转矩mmNnPT/109684.12480/518.6105.95/105.95451151由表10-7选定齿轮的齿宽系数1d；机械设计第八版205页由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600Mpa；大齿10轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa3.计算应力循环次数N1=Lnhj160=60323.61（2436510）=1.7910；机械设计第八版206页2N=2.522910/6.76=91037.0取接触疲劳寿命系数1HNK=0.89,2HNK=0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得SKHNH1lim11=534SKHNH2lim22=492.25机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径td1，带入H中较小的值213112.32()ttdEuuHZKTd=2.32234)25.4928.189(76.676.71109684.123.131=71mm(1)计算圆周的速度V10006011ndVt=1000606.3237114.3=1.20mm/s(2)计算齿宽btddb1=171mm=71mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数11zdmtt=2.95mm齿高tmh25.2=2.252.95=6.63mm11hb58.63.70=11(4）计算载荷系数。根据V=1.2mm/s;7级精度，可查得动载系数vk=0.6；机械设计第八版194页直齿轮FKHk=1;可得使用系数Ak=1;机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，Hk=1.423；机械设计第八版196页由hb10.68，Hk=1.423可得FK=1.36故载荷系数HHVAKKKKK=423.116.01=0.8538机械设计第八版192页(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。311ttKKdd=33.18538.071=61.6mm(6）计算模数m。11zdm=246.61=2.56；6．按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式321)(12FSaFadYYzKTm；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限2FE=380Mpa机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.86,2FNK=0.87；123）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得SKFEFN111F=4.150086.0=307.14MpaSKFEFN222F=4.138087.0=236.14Mpa计算载荷系数KFFVAKKKKK=36.116.01=0.816查取齿形系数。查得1FaY2.652FaY2.06机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得1SaY=1.582SaY=1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的FSaFaYY并加以比较。111FSaFaYY=14.30785.165.2=0.0159222FSaFaYY=14.23697.106.2=0.0172大齿轮的数值大。（2）设计计算。3240172.0241109684.12816.02m=1.84对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，13而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径1d=71mm，算出小齿轮数mdZ11=271=31大齿轮的齿数2Z=6.7631=210这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径1d=1zm=64mm2d=2Zm=420mm(2)计算中心距221dda=242mm（3）计算齿轮的宽度1dbd64mm七．轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS＝220抗拉强度极限σB＝650MPa屈服强