課程設計減速器設計說明書匯總

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目減速器的設計 專業(yè)班級XXXXXX 設計人員 XJH WZW 指導老師WWZ 完成日期2013-1-4 目錄 一、傳動方案擬定3 二、電動機的選擇.4 三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比 .6 四、傳動裝置的運動和動力設計7 五、普通 V 帶的設計 .10 六、齒輪傳動的設計 .15 七、傳動軸的設計 . .18 八、軸承的選擇及計算 . . .27 九、鍵連接的選擇和校核 29 十、聯(lián)軸器的設計 31 十一、箱體的設計 32 十二、密封和潤滑的設計 33 十三、設計小結 33 一、傳動方案擬定 1、設計課題： 設計 用于帶式運輸機的減速器。工作時有

2、輕微沖 擊，輸送帶允許速度誤差士 4% 班制，使用期限15年 （每年工作日300天），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期五年，小 批量生產(chǎn)。 2、原始數(shù)據(jù)： 滾筒圓周力F=1600N 帶速 V=1.7m/s; 滾筒直徑D=280mm 3、方案擬疋： 根據(jù)設計課題及其數(shù)據(jù)，擬選擇單級圓柱齒輪減速 器和一級帶傳動。 采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比 要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適 應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護 方便。 4、大體圖如下所示： 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： 3 n總= niX“2 Xn sXn 4Xn 5 式中：n i、n 2、n 3、n 4、n

3、 5分別為帶傳動、軸承（球 軸承）、齒輪傳動（8級精度）、聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器）和 卷筒的傳動效率。 取 n 1=0.96 n 2=0.99 n 3=0.97 n 4=0.99 n 5=0.96 貝S：n 總=0.96X 0.993 X 0.97X 0.99X 0.96 =0.859 所以：電機所需的工作功率： 電動機工作 Pd = FV/1000 n 總 功率： =(1600 X 1.7)/(1000 X 0.859) Pd=3.3(kw) =3.3 (kw) 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn) 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： 速 n 卷筒=60 X 1000 V/ ( n D) n卷筒 =(60 X 1000

4、 X 1.7)/ (280 n ) =116r/mi n =116 r/mi n 根據(jù)機械設計課程設計書推薦的傳動比合理范圍，取圓 柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 I =35。 取V帶傳動比Ii = 24。則總傳動比理論范圍為： I a=6 20 O 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 Nd =1 axn 卷筒 =（6 20） X 116 =696 2320 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由指導書取電動機型號：丫112M-4 ,具體參數(shù)如 下 電動機型號 Y132M1-6 p = 4kw m = 1440r/min 尺 F 10 中心高H

5、外型尺寸 L*(AC/2+AD )*HD 地腳安裝 尺寸 A*B 地腳螺栓 孔尺寸 K 軸伸尺寸 D*E 112 400*310*265 190*140 12 28*60 電動機主要外形和安裝尺寸: 人廣陽 a n AB 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳 動比： 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n 1、可得傳動裝置總傳動比 為： 總傳動比: ia=12.4 ia=nm/n=nm/n 卷筒 =1440/116 =12.4 總傳動比等于各傳動比的乘積 ia=iox i （式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 帶傳動比:io=3 取io=3 （普通

6、V帶i=24） 因為：ia= io x i 所以: 齒輪傳動比: i=4.1 i = ia/ io =12.4/3 =4.1 四、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，H軸，以 及 io , ii,分別為相鄰兩軸間的傳動比 n 01, n i2,為相鄰兩軸的傳動效率 Pi, Pn,為各軸的輸入功率（KW ） TI , Tn,為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（N m） n i ,n n,為各軸的輸入轉(zhuǎn)速（r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運 動和動力參數(shù) 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 1)計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： I 車由：ni =nm/ io =1440/3 =

7、480(r/min) H軸：nu = ni/ ii =480/4.1 =116 r/mi n 卷筒軸：n山=n n (2)計算各軸的輸入功率： I 軸：Pi =PdX n 01 =PdX n 1 =3.3 X 0.96 =3.168 (KW) I軸轉(zhuǎn)速: ni =480r/min n軸轉(zhuǎn)速：n n =116r/mi n I軸輸入功 率: Pi =3.168kw II軸輸入功 Pn =3.024kw i軸輸入轉(zhuǎn) 矩： T i =63.043N? m n軸輸入轉(zhuǎn) 矩： T n =248.21N? m H 軸：Pi = PiXn 12= PiXn 2X n 3 =3.168X 0.99X 0.97

8、=3.042 (KW) 卷筒軸：P山=n 23= P1，n 2 n 4 =3.042X 0.99X 0.99 =2.98 (KW) 計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550 Pd/nm=9550X 3.3/1440 =21.89 N m i 軸：Ti = Td i0 n 01= Td i0 n 1 =21.89X 3X 0.96=63.043N m I 軸：Tn = Ti i1 n 12= Ti i1 n 2 n 3 =63.043X 4.1 X 0.99X 0.97=248.21 N m 卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T山=Tnn 2n 4 =248.21 X 0.99 X 0.99

9、=243.27 N m 計算各軸的輸出功率： 由于in軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效 率： 故: P=PiX n 軸承=3.168X 0.99=3.136 KW Pn= Pn X n 軸承=3.024X 0.99=2.994 KW 計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩： 由于IH軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效 率：則： T= T i x n 軸承 =63.043 X 0.99 =62.41 N m T= TnX n 軸承 =248.21 x 0.99 =245.73 N m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下: 軸名 效率P ( KW) 轉(zhuǎn)矩T ( N -m) 轉(zhuǎn)速n r/mi n 傳動比 i 效率 n 輸入

10、輸出 輸入 輸出 電動機軸 3.3 21.89 1440 3 0.96 I軸 3.168 3.136 63.043 62.41 480 4.1 0.96 H軸 3.042 2.994 248.21 245.73 116 1.00 0.98 卷筒軸 2.98 2.82 243.27 231.2 116 五. V帶的設計 1、確定計算功率 查課本表8-7得：Ka =1.1 Pca=KaK P=1.1 x4=4.4kw式中KA為工作情況系數(shù)，p為 傳遞的額定功率，即電機的額定功率. 2、選擇帶型號 根據(jù)=4.4，kA =1.1,查課本圖8-11選用帶型為A 型帶. 3、選取帶輪基準直徑dd1,dd2

11、 小帶輪直徑 dd1=132mm 帶速： V=9.948m/s 大帶輪直徑 dd2=400mm 1）初選小帶輪基準直徑 查課本表8-6和表8-8取小帶輪基準直徑dd 132mm 2）驗算帶速v V -二dd1 nm ：一60 1000=9.948m/s 在525m/s范圍內(nèi)，故V帶合適 3）計算大帶輪基準直徑 dd2 二 i0 dd1 =3 132 = 396mm 查課本表8-8后取dd2 =400mm 4、確定中心距a和帶的基準長度Ld 根據(jù)課本式8-20，初步選取中心距a = 500mm 2 Ld=1800mm 中心距： a=464mm 包角： a 1=146.9 所以帶長，C=2a0+Z

12、（dd1+dd2）+（dd2 ddl）=1871.58mm 24a。 查課本表8-2選取基準長度L 1800mm得實際中心 距 a =玄（Ld -L）/2 ： 464mm 由8-24式得中心距地變化范圍為 437- 518mm 5、驗算小帶輪包角 ：1 =180：-dd2dd1 180 =146.9，包角合適。 a兀 6、確定v帶根數(shù)z 1）計算單根V帶額定功率Pr 由 dd1 =132mm 和 n =1440r /min 查課本表 8-4a 得 p0 =2.1kw 轉(zhuǎn)速n =1440r / mi n ,傳動比i=3,查課本8-4b得 p0 =0.17kw 查課本表8-2得Kl =1.01 查

13、課本表8-5,并由內(nèi)插值法得=0.914 帶的根數(shù): Z=3 Pr =（P0：P0）k_.k| =（2.1+0.17）0.914 1.01=2.10 2）帶的根數(shù) Z 二 Pea Pr =2.10 故選Z=3根帶。 7、計算初拉力 由 8-3 得 q=0.1kg/m , 張緊力：（Fo） min = 137.81N 壓軸力： Fp=792.6N 單根普通V帶張緊后的初拉力為 （F）min =500（2.5 -Ka） Pea kaZV qV2=137.81N 則大齒輪齒數(shù) 乙=卩?乙=4.1 X 23=94.3，取Z2=95 2、按齒面接觸疲勞強度設計 由設計公式（10-9a ） 進行試算，即

14、lktTT+1Ze 2 d宀32忻 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù) 1）、試選 K = 1.3; 2）、t-；5 1o6p=6.37 104N?mm； 3）、由課本表10-7選取d=1； 4）、由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8 1 MPa2 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強度極 限二H liml - 600MPa 大齒輪的解除疲勞強度極限；Hiim2 =550MPa 6）由課本式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 汕 OnJLhM =60 480 1 8 300 15=1.0368 109 8 NN:i2 = 2.53 10 7）由課本圖10-19取接觸疲勞壽命

15、系數(shù) Knh=1, Knh=1.08 8）計算接觸疲勞許用應力 去失效概率1%,安全系數(shù)S=1，由課本式（10-12）得 61 二 Knh1 6lim1“S=600MPa 二H2 二 Knh2 二 Hlim2 _S=594MPa （2）計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d1t 2）、計算圓周速度 V=dm =1.27m/s 60 1000 3）、計算齒寬 b=d d1t=50.72mm 4）計算齒寬和齒高的比b h 模數(shù) g = d1t Z| =2.205 齒高 h=2.25mt =4.96mm b =50.72/4.96=10.225 h 5）計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.27m/s, 8級精度，由

16、課本圖10-8查得動載荷系 數(shù) KV=1.10 直齒輪Kh：.二心：.=1 由課本表10-2查得使用系數(shù)Ka =1.25 由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承 對稱布置時=1.35 由 b =10.225, Kh： =1.35查圖 10-13 得心，1.28 h 故載荷系數(shù) K 二KaKvKh：Kh，1.25 1.10 1 1.35 = 1.86 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式 （10-10a ）得 d1 = d1t3. k kt =57.15mm 7）計算模數(shù) m = d F 1 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模式m大于 由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)

17、，由于齒輪模數(shù)m的大 小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲 勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑（即模數(shù)）與 齒輪的乘積有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.87 并就近圓整為標準值m=2m m,按接觸疲勞強度計算分度 圓直徑di=57.i5mm，算出小齒輪齒數(shù) Z =d325.572Nm 半聯(lián)軸器I的孔徑：d| =38mm,故?。篴 = 38mm.半聯(lián)軸器長 度L =82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為：Li = 60mm. 4、軸的結構設計 in ir vn (1)軸上零件的定位,固定和裝配 h軸各尺寸如 圖所示： 單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分

18、布.齒輪左面由套筒定位，右面由軸肩定位，聯(lián)接以平鍵作為過渡配 合固定,兩軸承均以軸肩定位. (2)確定軸各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-11軸段右端需制出 一軸肩,故取II -III段的直徑du=43mm ,左端用軸端擋圈定 位,查手冊表按軸端取擋圈直徑d = 50mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂 孔長度：L 60mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在 軸的端面上，故段的長度應比略短，?。篖i58mm. 初步選擇滾動軸承，因軸承只受有徑向力的作用，故選用 深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)：dIIjn =43mm. 由機械設計課程設計表12-5，選取6209型軸承，尺 寸：d

19、 xD xB =45x85x19，軸肩 damin =52mm 故dm jv =dvn衛(wèi)ii =45mm,lvii mi =19mm，左端滾動軸承采用套 筒進行軸向定位，右端滾動軸承采用軸肩定位.取d-皿=53mm 取安裝齒輪處軸段IV的直徑：div=50mm,齒輪左端與 左軸承之間米用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為65mm ,為了使 套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故?。?liv -61mm,齒輪右端米用軸肩定位，軸肩高度h0.07d ,取 h =5mm,則軸環(huán)處的直徑：dVi =50+2h = 60mm ad amin = 52mm, 軸環(huán)寬度：b蘭1.4h,取IVm =1

20、0mm。 軸承端蓋的總寬度為：20mm,?。?”屮-50mm. 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為：a = 18mm,滾動軸承距箱體內(nèi)壁 距離s=8mm滾動軸承寬度 T=19mm 1川亠=T +s+a+(65_61) = 18+8+19+4 = 49mm, 由于這是對稱結構，算出 Ivix =T+sTvi =18十8_10 =16mm. 選取6209軸承 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 1) 齒輪與軸的連接 按div _y =50mm查課本表6-1,得：平鍵截面b h=14 9,鍵槽 用鍵槽銑刀加工，長為：50mm. 為了保證齒

21、輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸 的配合為；H 7 門6 2) 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,查課本表6-1，選用平鍵 為:b h L =10 8 45,半聯(lián)軸器與軸的配合為：H7. 門6 滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的 直徑尺寸公差為：m6 . (4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參照課本表15-2,取軸端倒角為：1.6 45 ,V、W處圓角取R2, 各軸肩處圓角半徑取R1-6 (5) 求軸上的載荷 齒輪與U軸聯(lián) 接選用平鍵為： bx hx L=14 x 9x 50 聯(lián)軸器與U軸 聯(lián)接選用平鍵 為：bx hx L=10 x 8 x 45 在確定軸承的支點位置時，深溝球軸

22、承的作用點在對稱中心 處，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2 L3 =68mm 68mm,據(jù)軸的計 算簡圖作出軸的彎矩圖，扭矩圖和計算彎矩圖，可看出截面處計算 彎矩最大，是軸的危險截面. 分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩. Mh =Fnh*3 =71553Nmm Mv = Fnv*3 =26043.32Nmm 計算總彎矩：M = Jm H2 +Mv2 =76145.17Nmm 扭矩：oTo =0.6x250440.5=l50264.3Nmm . 計算彎矩：Mca = Jm 2 +(aT f =168456.07Nmm 按彎扭合成應力校核軸的強度 對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核.c

23、為危險截 面 w nd3 bt(d t)2 兀 x503 14x5.5 x (50 5.5)23 W-10747.1mm3 322d322 漢 50 ca =Mca+W=15.67MPa 由表15-1查得Q=60MPa，因此。玄成戸，故安全。 (二)1軸的設計 1. 軸上的功率P、轉(zhuǎn)速山和轉(zhuǎn)矩 P=3.168KW n =480r/min =9550000R m m =63030Nmm 2. 作用在齒輪上的力 切向力 F2T-d1=2173.45N 徑向力 Fr =Ft tana =791.07N 3. 初定軸的最小直徑 先按課本式(15-2 )初步估計軸的最少直徑。 I軸轉(zhuǎn)矩：T I =630

24、30N?mm 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15-3，取A =112 1/3 dimin =Ab(R nJ =21.01mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處軸的直徑dvil VI , dvii yii =38mm 電動機軸外伸80mm，配合輪轂長度69mm 4、軸的結構設計 I軸各尺寸如 圖所示： 4V-F U 0 L in 1 u i CQ TT g iin 1 LT VI 11 1 | UI IV V VI 1! UIH (1) 軸上零件的定位,固定和裝配 單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分 布.齒輪右面由套筒定位，左面由軸肩定位，聯(lián)接以平鍵作為過渡配 合固定,兩

25、軸承均以軸肩定位. (2) 確定軸各段直徑和長度 選取6210軸承 為了滿足帶輪的軸向定位要求,VII -VIII軸段左端需制出 一軸肩,故取W - VH段的直徑dw “I二46mm,左端用軸端擋圈定位 查手冊表按軸端去擋圈直徑d二50mm,帶輪與軸配合的轂孔長 度：L1 =69mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的 端面上,故段的長度應比略短,?。篠i亠hi = 67mm. 初步選擇滾動軸承,因軸承只受有徑向力的作用,故選用 深溝球軸承,參照工作要求并根據(jù)：d 韌=46mm. 由機械設計課程設計選取6210型軸承,尺 寸：d x D 汽 B =50 漢90 x20，軸肩 dami

26、n =57mm 故d|=dVyi =50mm,l|_u =20mm，左端滾動軸承采用軸肩進 行軸向定位,右端滾動軸承采用套筒定位.取d|=58mm。 取安裝齒輪處軸段IV的直徑：d|V_v =55mm，齒輪右端與 右軸承之間米用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為70mm ,為了使 套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故?。?hv 乂 -66mm,齒輪左端米用軸肩定位，軸肩高度h0.07d ,取 h =5mm,則軸環(huán)處的直徑： dm jv =55 + 2h =65mm Ad amin =57mm，軸環(huán)寬度：b1.4h,取 Iiii jv =10mm。 軸承端蓋的總寬度為：20mm , 根

27、據(jù)對稱結構：In=14.5mm,lv=47.5mm. 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度. (3)軸上零件的周向定位 齒輪,帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 1) 齒輪與軸的連接 按diV v = 50mm查課本表6-1,得：平鍵截面 bh =16mm0mm ,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為：50mm . 為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸 的配合為；也 門6 2) 帶輪與軸的聯(lián)接 查課本表6-1，選用平鍵截面b8mm ,鍵槽用鍵槽 銑刀加工，長為：56mm . 齒輪與I軸聯(lián) 接選用平鍵為： bx h x L=16 x 10 X 50 帶輪與與I軸 聯(lián)接選用平鍵 為：bx hx

28、 L=10 X 8 x 56 帶輪與軸的配合為 H7 門6 小齒輪做成齒 輪軸 大齒輪采用腹 板式 2、對于大齒輪： 當daW 500mm時，采用腹板式結構。 * da2 =( +2h )m =242mm 3)滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的 ，此處選軸 的直徑尺寸公差為：m6 . (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參照課本表15-2,取軸端倒角為：1.6 45 ,川處、W處取圓角半 徑R2,其余各軸肩處圓角半徑取 R1.6 1、小齒輪結構設計 當齒根圓到鍵槽頂部ev2mi時，宜將齒輪做成齒輪軸 由于第一軸的結構設計中小齒輪處的軸d=55,而小齒輪的齒根 圓 d f 1=53mm 顯然e

29、v 2m故需做成齒輪軸。 丘70 3.5_50*-671 D4二二50mm,d 為U軸安裝大齒輪處的軸徑。 D3 =1.6D4 =80mm D0 二da2-12m =215-12 2.5=185mm D2=O.3(Do D3)=0.3 (185-80)=31.5mm Di = Do + D3 = 2 = 185+80 2 =132.5mm C = 0.25 B2 =16mm n =0.5m=1mmr=25mm。 大齒輪結構圖 如圖所示： 高速級大齒輪結構圖如下： 八、軸承的選擇及計算 軸承6210所算 得的壽命為： Lh=557012.31h 軸承6209所算 得的壽命為： Lh=185088

30、9.8h 1、軸承的選擇： 軸承1:深溝球軸承6209 軸承2:深溝球軸承6210 2、校核軸承: 1) 校核深溝球軸承6210,查機械設計課程設計得： Cr 二 35KN , Cor = 23.2KN 由課本表13-6，取fp =1.2 J =(Fnv1Fnv1 ) =1156.47N 1/2 Fr2 =(FNV2 FNV 2 )=1156.47N 由于軸承只受徑向力作用 P = fdFr1 =1387.764N 對于球軸承，；=3 Lh =(1060n)(C/P)3=557012.31h 按每年300個工作日，每天一班制，壽命為232年，所以合適 2) 校核深溝球軸承6209,查機械設計課

31、程設計表12-5得: Cr =31.5KN,Cor =20.5KN 由課本表13-6，取fP =1.2 2 2 1/2 Fr1 =(Fnv1Fnv1 ) =1119.78N 2 21/2 Fr2 (FNV2FNV2 ) =1119.78N 由于軸承只受徑向力作用 P = fdFr1 =1343.736N 對于球軸承，；： =3 63 Lh =(10 :60n)(C/P) =1850880.8h 按每年300個工作日，每天一班制，壽命為 771.2年，所以合 適 九、鍵連接的選擇和校核 1、選擇鍵聯(lián)接的類型 一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵. 鍵的材料為鋼，bp=125MPa 2、軸I與帶輪相聯(lián)處鍵的校核 鍵