減速器說明書22663

1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目：雙級斜齒圓柱減速器 設計者：王龍威 學號：12031201316 專業(yè)班級：機電03 指導教師： 秦襄培 2015 年 1 月 8 日目 錄1. 前言 - （3）2. 任務書 - （4）三.傳動方案的分析與擬定 - (5)四.電動機的選擇 - (5)五.傳動比的分配 - (7)六傳動部件的設計計算 - (8) 1.V帶的設計 - (8) 2.減速器圓柱齒輪選擇 - (11) 3.各級軸的設計計算與校核 - (19) 4.鍵鏈接的選擇與計算 - (28) 5.聯(lián)軸器的選擇與計算 - (33)6.潤滑及密封方式的選擇 - (34)7.箱體設計所涉及到的基本尺寸

2、 - (35) 七心得體會 - （38）八參考資料 - (40)前言機械設計（machine design），根據(jù)用戶的使用要求對專用機械的工作原理、結構、運動方式、力和能量的傳遞方式、各個零件的材料和形狀尺寸、潤滑方法等進行構思、分析和計算并將其轉化為具體的描述以作為制造依據(jù)的工作過程。機械設計是機械工程的重要組成部分，是機械生產(chǎn)的第一步，是決定機械性能的最主要的因素。機械設計的努力目標是：在各種限定的條件(如材料、加工能力、理論知識和計算手段等)下設計出最好的機械，即做出優(yōu)化設計。優(yōu)化設計需要綜合地考慮許多要求，一般有：最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和

3、最少環(huán)境污染。這些要求常是互相矛盾的，而且它們之間的相對重要性因機械種類和用途的不同而異。設計者的任務是按具體情況權衡輕重，統(tǒng)籌兼顧，使設計的機械有最優(yōu)的綜合技術經(jīng)濟效果。過去，設計的優(yōu)化主要依靠設計者的知識、經(jīng)驗和遠見。隨著機械工程基礎理論和價值工程、系統(tǒng)分析等新學科的發(fā)展，制造和使用的技術經(jīng)濟數(shù)據(jù)資料的積累,以及計算機的推廣應用,優(yōu)化逐漸舍棄主觀判斷而依靠科學計算。服務于不同產(chǎn)業(yè)的不同機械，應用不同的工作原理，要求不同的功能和特性。各產(chǎn)業(yè)機械的設計，特別是整體和整系統(tǒng)的機械設計，須依附于各有關的產(chǎn)業(yè)技術而難于形成獨立的學科。因此出現(xiàn)了農(nóng)業(yè)機械設計、礦山機械設計、紡織機械設計、汽車設計、船舶

4、設計、泵設計、壓縮機設計、汽輪機設計、內(nèi)燃機設計、機床設計等專業(yè)性的機械設計分支學科。但是，這許多專業(yè)設計又有許多共性技術，例如機構分析和綜合、力與能的分析和計算、工程材料學、材料強度學、傳動、潤滑、密封，以及標準化、可靠性、工藝性、優(yōu)化等。此外，還有研究設計工作的內(nèi)在規(guī)律和設計的合理步驟和方法的新興的設計方法學。將機械設計的共性技術與理性化的設計方法學匯集成為一門獨立的、綜合性的機械設計學科是機械工程實踐和教育工作者正在努力的工作。設計任務書設計題目：設計帶式運輸機的傳動裝置 注：圖中F為輸送帶拉力（或為輸出轉矩T），V為輸送帶速度學號1/17/332/18/343/19/354/205/2

5、16/227/238/24鼓輪直徑D(mm)300330350350380300360320輸送帶速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75輸出轉矩T(Nm)400370380450460440360430學號9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓輪直徑D(mm)340350400450380300360320輸送帶速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73輸出轉矩T(Nm)410390420400420420390400已知條件：1. 工作環(huán)境：一般條件，通風良好；2. 載荷

6、特性：連續(xù)工作、近于平穩(wěn)、單向運轉；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日兩班制工作；4. 卷筒效率：=0.96；5. 運輸帶允許速度誤差：5%；6. 生產(chǎn)規(guī)模：成批生產(chǎn)。設計內(nèi)容：1. 設計傳動方案；2. 設計減速器部件裝配圖（A1）；3. 繪制軸、齒輪零件圖各一張（高速級從動齒輪、中間軸）；4. 編寫設計計算說明書一份（約7000字）三傳動方案的分析與擬定 已知：已知帶速V=0.75m/s，滾筒直徑D=330mm。輸出轉矩=370NM 工作機滾筒的轉速 NW=60*1000v/（D）=38.73r/min可選用轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，估算總傳動比分別為67.8

7、6和45.24，此時，齒輪的轉速較高、尺寸小，外傳動宜選用滾子鏈傳動。4 電動機的選擇 1.根據(jù)動力源和工作條件，宜選用Y系列三相異步電動機 2.電動機功率的選擇 A.計算總效率 查表得： 1=0.96 V帶的傳動效率 2=0.99 滾動軸承傳動效率 3=0.97 圓柱齒輪傳動效率 4=0.99 聯(lián)軸器傳動的效率 5=0.96 滾筒的效率 則傳動裝置的總效率為=1*22*32*42*5 則電動機所需的效率為pd=0.84B.電動機的轉速選擇為常用的同步轉速1500r/min和1000r/min兩種，根據(jù)所需功率和轉速，選電動機如下：方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速/(r/min)滿載轉速

8、/(r/min)總傳動比V帶傳動比兩級減速傳動比1Y100L1-42.21500142035.52.514.22Y112M-62.2100094023.52.59.4方案一中的電動機轉速高，價格低，但總傳動比過大。為了合理的分配傳動比，使動裝置結構緊湊，方案1傳動比小，傳動裝置結構尺寸小，可選用方案一，即電機型號為Y100L1-4。五傳動裝置總傳動比及其分配總傳動比I=nm/nw=1420/40=36.41 V帶傳動比i=3 兩級齒輪總傳動比i=36.41/3=12.14 高速級傳動比i0=3.97 六.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 A. 各軸的轉速計算 電動機軸： N1=Nw=1420r/m

9、in 高速軸： N2=N1/I1=473r/min 中間軸： N3=N2/i1=119r/min 低速軸： N4=N3/I2=39r/min B.各軸的輸入功率計算 P1=2.2kwP2=P1*2*3=2.112kwP3=P2*2*3=2.03kwP4=P*3*3*1=1.95kwC.各軸的輸入轉矩計算T=9550 P/n=14.80NmT2=9550 P2/n2=42.64NmT3=9550P P3/n3=162.75NmT4=9550P P4/n4=476.77Nm以上計算結果列于下表軸號轉速n/（r/min）功率P/kw轉矩T/(N.m)傳動比i114202.214.80324732.1

10、1242.463.9731192.03162.753.064391.95476.77七傳動部件的設計計算 1.V帶的設計 已知 P=2.2KW，轉速=1420r/min，傳動比i=3，每天工作八小時確定計算功率 由表8-8查的工作系數(shù)KA=1.1Pca=KA*p=2.42KW 選擇V帶帶型 根據(jù)Pca n1由圖8-11選用A型帶 確定帶輪直徑，并驗算帶速V（1） 初選帶輪直徑d=100mm（2） 驗算帶速V V=*d*n1/60*1000=7.43m/s5m/s 5m/sV25m/s 帶速合適 確定大帶輪直徑 d2=i*d1=2.5*125=315 （3）確定V帶的中心距a和基準長度Ld 初定

11、中心距a0=500mm Ld0=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）/4a0=1790mm由表8-2去Ld=1750mm 計算實際中心距a a=a0+（Ld-Ld0）/2=520mm按照公式8-23 中心距變化范圍為494573 （4）驗算小帶輪包角 1=180-（dd2-dd1）57.3/a=156120（5） 計算帶的根數(shù)計算單根V帶額定功率pr由dd1125和n=940r/min 查表8-4得 po=1.35kw由n=1420r/min，i=3和A型帶，查表8-5，得p0=0.11kw查表8-6，k2=0.95 表8-2得KL=1.00Pr=（p0+p0）*K*KL=1.32kw計

12、算V帶的根數(shù) Z=pca/pr=1.71取Z=2 將上述結果正立填入下表：類型功率 帶速 中心距基準 長度小帶輪包角帶根數(shù)小帶輪直徑大帶輪直徑A2.427.43m/s5201750mm1562125315V帶的結構設計1. 查表20-2Y系列三相異步電動機的外形和安裝尺寸，Y132S系列的電動機，故大輪采用孔板式，小輪采用實心式的鑄造帶輪。由選用普通A型V帶輪，查表8-8得輪槽截面尺寸e=150.3mm fmin=9mm bd=11mm hamin=2.75mm hfmin=8.7mm 則帶輪輪緣寬度 B=(Z-1)e+2f=330.9mm，取B=35mm，S=14mm根據(jù)帶輪直徑d=25mm

13、d1=（1.82）d=50mm2. 大帶輪dd2=280mm，d=25mm dd2-d=280-25=255100mm 則選用孔板式鑄鋼帶輪 2.減速器圓柱齒輪選擇 A.高速級齒輪傳動 已知T1=22.35Nm 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為217255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。由齒面硬度查圖得：。應力循環(huán)次數(shù)N1=60a n1 t = 60*1*960*(10*300*16) =N2=N1/i1=查機械設計得圖3-7：=1 接觸強

14、度計算壽命系數(shù)圖3-9： 彎曲強度計算壽命系數(shù)查表得：接觸強度：=1 彎曲強度：=1.4則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2） 由式3-2得 由于設計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定主要的參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。已知，小齒輪的輸入轉矩為T1=53640Nmm初估齒輪圓周速度v4m/s。根據(jù)齒輪的傳動的工作條件，可以選用斜齒圓柱齒輪傳動。由估計的圓周速度，初選齒輪為8級精度。初選參數(shù)如下： 圓整為z2=112. 取變位系數(shù) 齒寬系數(shù)由于電動機驅動，沖擊較

15、小，齒輪的速度不高，非對稱分布，州的剛性不太好，可以取工況系數(shù)K=1.65 查機械設計得 圖3-15 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.983 由式3-14得 查表3-7，取標準模數(shù) =2.0mm 則中心距為 圓整后取a=142mm 調(diào)整螺旋角為=arccos=151459所以，計算分度圓直徑為 = =225/（cos151459） =51.825mm =2a-=232.175mm此時，計算圓周速度為 V=96051.825/60000 =2.605m/s 與估計值相近，以上計算正確。 齒寬 大齒輪 小齒輪 驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下 當量齒數(shù)=27.84 =124.7

16、查圖 3-18得：= 2.60 =2.18查圖3-19得：=1.62 =1.80 取=0.7 =0.9計算彎曲應力得： 由此可知，所選擇的參數(shù)及傳動方案符合要求，故確定方案參數(shù)如下： mn=2.0 a=142mm d1=51.875mm d2=232.175mm b2=47mm b1=55mmB.低速機齒輪傳動 已知扭矩T1=147333Nmm 本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為217255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為200HBS。由齒面硬度查圖得：。

17、應力循環(huán)次數(shù)N1=60a n1 t =60*1*216.80*（10*300*16） =6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查機械設計得圖3-7：=1 接觸強度計算壽命系數(shù)圖3-9： 彎曲強度計算壽命系數(shù)查表得：接觸強度：=1 彎曲強度：=1.4則：由機械設計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2） 由式3-2得 由于設計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動課按齒面接觸疲勞強度進行設計，確定主要的參數(shù)，然后再校核輪齒的彎曲疲勞強度。已知，小齒輪的輸入轉矩為T1=34975Nmm初估齒輪圓周速度v(305

18、0)+10取其中的大值。本例計算后可取為H=65mm。而最大高度一般應高于最低高度（510）mm，所以可取為75mm?？紤]密封性，主要是為了保證機蓋與機座聯(lián)接處的密封良好，防止內(nèi)部潤滑油的外溢。相接觸的表面應進行精加工，連接凸緣要有足夠的寬度。連接用的螺栓要有足夠的強度和合適的數(shù)量，并盡量均勻分布，以保證作用力的均勻分布。8.箱體設計所涉及到的基本尺寸 名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M8軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）8視孔蓋螺釘

19、直徑=（0.40.5）6定位銷直徑=（0.70.8）6連接螺栓相關參數(shù)通孔直徑d =13.5mm；沉頭座直徑D=26mm底座凸緣尺寸=20mm；=16mm通孔直徑d =9mm；沉頭座直徑D=18mm底座凸緣尺寸=15mm；=12mm箱體外壁至軸承座端面距離=+（58）35大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1.27齒輪端面與內(nèi)機壁距離（或）10機蓋，機座肋厚m1=10 10軸承端蓋外徑+（55.5）（凸緣式）箱體內(nèi)壁軸向距離L2 180箱體軸承座孔端面間距離L3 350減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成，采用剖分式結構.1. 機體有足夠的剛度 在設計箱體時除有足夠的壁厚外，還在軸承座孔凸臺上下作出剛性加

20、強肋(根據(jù)需要進行設置）。2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，采用密封散熱。因其傳動件速度較小，故采用侵油潤油，為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.33. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便，鑄件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能對內(nèi)部進行操作。窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6螺釘緊固B 放油孔和螺塞 ：放油孔位于油池最底

21、處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣器：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便保證箱體內(nèi)壓力與外界平衡。E 起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。G 起吊裝置：在機蓋上直接鑄出吊耳，用以起吊或搬運。七心得體會： 經(jīng)過一個月的努力,我終于將機械設計課程設計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足.剛開始在機構設計時,由于對matlab軟件的基本操作和編程掌握得還可以,不到半天就將所有需要使用的程序調(diào)試好了.可是我從不同的機架位置得出了不同的結果,令我非常苦惱.后來在