减速器的设计.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流一二三四 减速器的设计.精品文档.五 设计目的1. 培养综合运用机械零件及其它相关先修课程的知识去分析和解决实际问题的能力，进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。2. 通过对通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计，掌握机械设计的一般方法和步骤，为以后的专业课程设计、毕业设计及世纪工程奠定必要的基础3. 提高计算能力、绘图能力、及计算机辅助设计(CAD)能力，熟练运用设计资料、熟悉国标、规范使用经验数据。六 设计课题设计带式输送机上的单级支持圆柱齿轮减速器，运输机连续工作，单向运转载和轻微震动，使用年限5年，每年工作365天，每天工

2、作24小时，输送带速度允许误差为。原始数据如下：1-V带传动 2-电动机 3-圆柱齿轮减速器 4-联轴器 5-输送带 6-滚筒参数输送带工作拉力F/N输送带工作速度v(m/s)滚筒直径D/mm每日工作时数T/h传动工作年限/a第五组20001.8450245三设计任务要求1. 减速器装配图一张（1号图纸）。2. 轴、齿轮零件图各一张（2号或3号图纸）。3. 设计说明书一份。四 传动方案拟定1、 工作条件：使用5年，三班工作制，载荷平稳，传动不逆转。2、 原始数据：输送带工作速度v=1.8m/s 滚筒直径D=450/mm 采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比的要求，同时传送带具有缓冲、吸

3、震的作用，结构简单、成本低，便于维护。五.电动机选择（1）选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全闭笼型三相异步电机，其结构简单，价格低廉，适用于无特殊要求的各种机械设备。（2）选择电动机效率工作机所需的电动机输出功率为Pd= Pw= Pd=所以电动机的至工作机之间的总效率为：取=0.96 0.99 =0.97 =0.99 =0.98 =0.96=0.960.9920.970.990.980.96=0.85(3)确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为： =76.4查手册表2-2取V带的传动比iv=24,单级齿轮传动比i齿=35，则合理传动比的范围i，=620故电动机转速的可选范围为nd、

4、=i,nw=(620)76.4r/min=(4581528)r/min符合这一范围的同步转速有750r/min 1000r/min 1500r/min再根据计算出的容量.查手册附录8附表8.1可知有三种适用的电动机型号。其参数如下：方案电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min)(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.515001440若选取方案1：总的传动比i总=9.42取皮带的传动比i带=3 可得齿轮间的传动比i齿=3.14（i带120o符合要求=158.22o9.单根v带额定功率P1P1根据dd1=140和n1=96

5、0r/min由教材表6-4查得A型带P1=1.63KWP1=1.63KW10.额定功率增量P根据教材表6-8查得A型带P1=0.109KWP1=0.109KW11V带根数Z=Pd/(P1+P1)KaKL根据教材表6-9查Ka=0.943由教材表6-2查KL=1.06Z=3.2取Z=4根Z=4根12.单根V带初拉力F0F0=500()+qv2查教材表6-1得q=0.17/F0=500=170NF0=170N13.轴压力FQFQ=2zF0Sin=1002NFQ=1002N14.带轮结构尺寸及零件工作图略列出计算结果型号dd1dd2带速v带长Ld中心距包角a1根数A1404007.03m/s2240

6、684158.22o4八. 齿轮的传动设计：已知齿轮的传动参数见下表项目P1i齿参数4.07KW343r/min4.5计算过程及结果见下表计算过程和说明结果一 选择齿轮材料、热处理、精度等级因为齿轮的传递功率不大、转速不高、选用软齿面传动，采用按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核的设计方法1. 查教材表7-2选小齿轮：45钢，调质，硬度240HB 选大齿轮:45钢，调质，硬度190HB2. 选择精度等级 选8级精度小齿轮：45钢，调质，硬度240HB大齿轮:45钢，调质，硬度190HB选8级精度二.按齿面接触疲劳强度设计 1. 初选载荷系数Kt=1.32. 计算小齿轮名义转矩T1 T1=9.

7、55106=9.55106=1.13105N3. 选取齿宽系数=1（由教材表7-7查得）4. 选取齿数 取Z1=23 u=i=4.6则Z2=4.623=105.8 选Z2=106则实际齿数比u=4.61误差：u=0.0022 在工程允许的范围内（）5. 节点区域系数=2.5(查教材图7-15)6. 查取弹性系数ZE=189.8（查教材表7-6）7. 许用接触应力 =(1).选取接触疲劳极限1=570MPa 2=520 MPa （根据教材图7-19得）(2)。计算应力循环次数 N1=60n1kth=603431(524365)=9.014108 N2=1.96108（1） 查取接触疲劳强度寿命系

8、数，由图7-21得ZN1=1.01 ZN2=1.09(允许有一定量的点饰)（2） 选择接触强度最小安全系数SH=1（3） 计算应用接触应力1=575.7 MPa 2=566.8 MPa =2=566.8 MPa8. 计算小齿轮直径d1t =63.079. 确定载荷系数K K=KKKK(1)查取使用系数=1(2)查取动载荷系数Kv 圆周速度=1.13m/s=0.26m/s查教材图7-8得Kv=1.05 (3)查教材图7-11得齿向载荷系数=1.055 (4)查教材图7-12得齿间载荷分布系数 外啮合直齿=1.88-3.2=1.88-3.2=1.711 查图得=1.18K=11.051.0551.

9、18=1.30710. 修正小齿轮分度圆直径 =63.07=63.08 Kt=1.3 T1=1.13105N=1Z1=23Z2=106u=4.61=2.5ZE=189.81=570 MPa2=520 MPaN1=9.014108N2=1.96108ZN1=1.01 ZN2=1.091=575.7 MPa2=566.8 MPa=566.8 MPa=63.07=1=1.13m/sKv=1.05=1.055=1.18K=1.307=63.08三 确定主要的几何参数和尺寸1. 模数m=2.74根据教材表4-2 圆整为标准值m=32. 分度圆直径=mz1=323=69 =mz2=3106=3183. 中

10、心距a=m(z1+z2)/2=3(23+106)/2=193.54. 齿宽 b=169=69 取b1=75 b2=70四 弯曲疲劳强度校核 1. 由教材7-17查取齿形系数 YFa1=2.7 YFa 2=2.22.由教材图7-18查取应力修正系数YSa YSa1=1.58 YSa2=1.783.许用弯曲应力 =(1) 由教材图7-20查取1=400MPa 2=420 MPa(2)由教材图7-22查取弯曲疲劳强度系数YN YN1=YN2=1(3)选取弯曲最小安全系数SF=1.4 1=286 MPa 2=300 MPa4.校核弯曲疲劳强度 = MPa b 则可取=80mm C=0.3b=0.370

11、=21mm n=0.5mn=1.5 r5mm参数dlcnR数据601806457.51880211.55十三.轴的结构及各段长度设计轴上零件的固定方法(以下面的轴承为例)齿轮: 轴向 轴环+套筒 径向 平键+套筒左轴承:轴向 轴环+轴承盖 周向 过渡配合右轴承:轴向 套筒+轴承盖 周向 过渡配合 联轴器:轴向 轴肩+轴端挡板 周向 平键+过渡配合(1)对I轴进行结构设计并绘制结构草图:I轴的结构参数见下表项目P1(KW)(r/min)参数4.073431.确定轴上各段的直径从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%，即d1=30mm,有联轴器长84mm。则第一段取70m

12、m右起第二段直径=+2h1=36mm h1=(0.070.1)=(2.13)mm取h1=3 ,根据轴承端盖的拆装及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6008型轴承，其尺寸为dDB=406815,那么该段的直径+=40 =（12） 取=2，长度为L3=18mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内径那么该段直径44 （12） 取=2长度取L4=15mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm，齿轮的齿顶圆的直

13、径为75mm,则该段的直径为75mm 取该段的长度L5=80mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取轴径44mm取其长度L6=15mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，52 （ 取4），取其长度L7=15mm2. 对II轴进行结构设计并绘制结构草图 II轴的参数见下表项目PII(KW)（r/min）参数3.9176.41.确定轴上各段的直径及长度从联轴器右起开始第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%，即d1=48mm,有联轴器长80mm。则第一段取70mm右起第二段直径=+2h1=56mm h1=(0.070.1)=(3.364.8)mm取h1=4 ,根据轴承端盖的拆装及对轴承添

14、加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的右端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L2=60mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6012型轴承，其尺寸为dDB=609518,那么该段的直径+=60 =（12） 取=2，长度为L3=18mm右起第四段，起定位轴承的作用，其直径为60，长度为23mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为80mm,又齿轮的右端需用套筒定位，故该段的长度应减少2mm,齿轮的内径64 （12） 取=2,则该段的直径为64mm 取该段的长度L5=78mm 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取轴径74mm取其长度

15、L6=6mm右起第七段，该段为滚动轴承安装处，并用套筒在右端进行定位60（ 取4），取其长度L7=18+15mm十四.求II轴上的作用力计算与说明结果1.求轴上的作用力，绘制轴的空间作用图见图2（a）从动轮上的转矩T=9550=9500Nm=489Nm齿轮受的圆周力Ft2=N=3074N齿轮受的径向力Fr2= Ft2tan20=30740.364=1119NT=489NmFt2=3074NFr2=1119N2.做垂直平面内的弯矩图求支点反力见图2（b）RAV=RBV=N=559.4ND点最大弯矩MDV=RAV=559.4Nmm=39158NmmRAV=RBV=559.4NMDV=39158Nm

16、m3.做水平面弯矩图，求支点反力。见图2（c）RAH=RBH=N=1537ND点的最大弯矩MDH=RAH=1537Nmm=107590 NmmRAH=RBH=1537NMDH=107590 Nmm十五II轴上轴承的寿命计算选用6012型轴承（深沟球轴承，见下图）查手册知道6012轴承的额定动载荷Cr=21000N，额定静载荷Cor=14800N由于该轴承为径向接触轴承得 则P=Fr 又查表11-10得 根据轴承的寿命计算式又该轴承为深沟球轴承则将数据代入寿命的计算式有：远大于轴承的预期使用寿命，故符合要求。十六.II轴的弯扭组合强度校核 由II轴各段的长度知齿轮的跨距L=140mm计算与说明结

17、果1.合成弯矩图见图2（d）最大合成弯矩在D点处，其值为MD=114495NmmMD=114495Nmm2.作扭矩图。扭矩T=489000Nmm见图2（e）3.作当量弯矩图见图2（f） 最大当量弯矩在D点处，因是单向传动，扭矩可认为按脉动循环变化，故a=0.6，则：MDe=a=0.6MDe=4.确定最大当量弯矩处的轴径，即D点处的轴径 根据教材表10-1和表10-4得许用弯曲应力 考虑此处有一键槽，将直径增大5%，即 实际D点处的直径为64mm，强度足够。但因考虑到外伸端直径48mm处的强度余量不大，故不宜将D点处的直径减小，所以任取为64mm，这样对轴的刚度也有好处。5.绘制轴的工作图见下图

18、 1 （2）十七.键的校核1. 齿轮轴上键的校核根据轴径d=30mm，从手册中选取b=10mm h=8mm L=50mm查得挤压应力校核该连接的强度其中键的工作长度l=L-b=40mm所以 故 经校核该平键的连接强度足够。2. II轴上键的校核(1)校核II轴外伸端键连接的强度根据轴径d=48mm，从手册中选取b=14mm h=9mm L=56mm查得挤压应力校核该连接的强度其中键的工作长度l=L-b=42mm所以 故 经校核该平键的连接强度足够(2)校核II轴齿轮处键连接的强度根据轴径d=48mm，从手册中选取b=18mm h=11mm L=70mm查得挤压应力 校核该连接的强度其中键的工作

19、长度l=L-b=52mm所以 故经校核该平键的连接强度足够十八.箱体的主要结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚12mm箱盖壁厚12mm箱盖凸缘厚度18mm箱座凸缘厚度b18mm箱座底凸缘厚度30mm地脚螺栓直径20mm地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径16mm盖与座连接螺栓直径10mm连接螺栓d2的间距l140mm检查孔螺钉直径16mm定位销直径5mm3mm齿轮顶圆与内箱壁间的距离115mm齿轮端面与内箱壁的距离214mm箱盖、箱底肋厚6mm10mm十九.设计小结课程设计不仅是对前面学的内容的一种检验，而且也是对自己能力的一种能够提高。通过这次课程设计使我明白了在很多知识上都存在欠缺，自己要学的东西还很多。通过这次课程设计，我明白学习是一个长期累积的过程，在以后的工作生活中应该不断努力学习，提高自己的知识和综合素质。在设计过程中查阅了一点资料，与同学交流经验，向老师请教等方式，使自己增长了不少见识，经历了不少曲折，但收获也不小。在设计过程中使我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心。大大提高了动手能力，使我体会到了在创作过程中探索的艰辛和成功的喜悦。在设计过程中学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，是我受益匪浅。