減速器設(shè)計(jì)定稿大學(xué)畢設(shè)論文

目錄TOC\o"1-1"\h\z\u一、傳動(dòng)方案的擬定及說明 3二、電動(dòng)機(jī)選擇 4三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比 6四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 7五、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算 9六、齒輪減速器設(shè)計(jì) 12七、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 19八、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算 28九、鍵聯(lián)接的選擇 30十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件選擇 32十一、聯(lián)軸器的選擇 33十二、潤(rùn)滑方式的確定 33十三、設(shè)計(jì)小結(jié) 34十四、參考資料 35課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容設(shè)計(jì)一帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置（見圖1）。設(shè)計(jì)內(nèi)容應(yīng)包括：傳動(dòng)裝置的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計(jì)計(jì)算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。圖2為參考傳動(dòng)方案。圖1帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置圖2參考傳動(dòng)方案課程設(shè)計(jì)的要求與數(shù)據(jù)已知條件：1．運(yùn)輸工作扭矩：；2．運(yùn)輸帶工作速度：3．卷筒直徑：4．使用壽命：10年；5．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。-PAGE24-設(shè)計(jì)計(jì)算及說明結(jié)果一、傳動(dòng)方案的擬定及說明傳動(dòng)方案給定為三級(jí)減速器（包含帶輪減速和兩級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)減速），說明如下：為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便選擇合適的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速，即一般常選用同步轉(zhuǎn)速為或的電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)，根據(jù)總傳動(dòng)比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動(dòng)方案就是以帶輪傳動(dòng)加二級(jí)圓柱直齒輪傳動(dòng)。二、電動(dòng)機(jī)選擇1．電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132S-4系列三項(xiàng)異步電動(dòng)機(jī)。2．電動(dòng)機(jī)容量1、卷筒軸的輸出功率ＰＷ2、電動(dòng)機(jī)輸出功率Ｐd傳動(dòng)裝置的總效率式中——聯(lián)軸器效率；——軸承傳動(dòng)效率（球軸承）；——齒輪的傳動(dòng)效率，齒輪精度8級(jí)；——卷筒的傳動(dòng)效率；則故3、電動(dòng)機(jī)額定功率選取電動(dòng)機(jī)額定功率4、電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速查有關(guān)手冊(cè)，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比合理范圍為，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍：根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出一種使用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)，此種傳動(dòng)比方案如下表：：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比Y132S—45.5同步滿載總傳動(dòng)比V帶減速器1500144032.972.53.633.63三、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1）總傳動(dòng)比2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比：式中，分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶外廓尺寸不致過大，初步取（實(shí)際的傳動(dòng)比要在V帶設(shè)計(jì)時(shí)，由選定大小帶輪標(biāo)準(zhǔn)直徑之比計(jì)算），則減速器的傳動(dòng)比：分配減速器的各級(jí)傳動(dòng)比。按同軸式布置，，則四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動(dòng)裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號(hào)為：Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。各軸轉(zhuǎn)速為電動(dòng)機(jī)軸：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ=3\*ROMAN軸：=4\*ROMANIV軸：卷筒軸：2、各軸輸入功率電機(jī)軸：Ⅰ軸：Ⅱ軸：Ⅲ=3\*ROMAN軸：=4\*ROMANIV軸：卷筒軸：3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(N?m)電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩：Ⅰ軸輸入轉(zhuǎn)矩：Ⅱ軸輸入轉(zhuǎn)矩：Ⅲ=3\*ROMAN軸輸入轉(zhuǎn)矩：=4\*ROMANIV=3\*ROMAN軸輸入轉(zhuǎn)矩：卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：將計(jì)算結(jié)果匯總列表備用。軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比效率電機(jī)軸5.536.4614402.60.96I軸5.2887.545763.630.99II軸5.2386.715763.630.96=3\*ROMANIII軸5.02302.12128.681.000.96=4\*ROMANIV=3\*ROMAN軸4.821053.1043.71卷筒軸4.721031.2543.711.000.96五、傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)的主要參數(shù)：已知帶傳動(dòng)的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=5.5kw小帶輪轉(zhuǎn)速大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比。設(shè)計(jì)內(nèi)容包括選擇帶的型號(hào)、確定基準(zhǔn)長(zhǎng)度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因?yàn)橹耙呀?jīng)按選擇了V帶傳動(dòng)，所以帶的設(shè)計(jì)按V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)方法進(jìn)行）1）、計(jì)算功率：=2)、選擇V帶型根據(jù)、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》選擇普通B型帶。3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，取小帶輪基準(zhǔn)直徑（2）驗(yàn)算帶速v因?yàn)?m/s<10.55m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍（3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑，初定=355mm（4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度a、0.5取初定中心距=700mmb、由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度=2+=2×700+＝2193.66由表選基準(zhǔn)長(zhǎng)度=2240mmC、計(jì)算實(shí)際中心距a＝+(-)/2＝700+(2240-2193.66)/2=723.17mm（5）驗(yàn)算小帶輪包角＝180°-（-）/a×60°＝180°-（355-140）/723.17×60°＝162.16°120°包角滿足條件（6）計(jì)算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達(dá)的功率根據(jù)=1440r/min和=140mm用插值法求得=2.81kw單根v帶的傳遞功率的增量Δ已知B帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=1440r/min得Δ=0.46kw計(jì)算B帶的根數(shù)包角修正系數(shù)=0.95帶長(zhǎng)修正系數(shù)=1.00=(+Δ)××=(2.81+0.46)×0.95×1.00=3.1065KWZ==6.6/3.1065=2.124故取3根.（7）計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值＝（8）計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力=2Zsin(/2)=1120.52N（9）帶輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200B.B帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式.六、齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2）精度等級(jí)選用7級(jí)精度；3）試選小齒輪齒數(shù)z1＝23，大齒輪齒數(shù)z2＝90；2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算按式（10—9a）試算，即確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt＝1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表10—7選取齒寬系數(shù)由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1＝600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限σHlim2＝550MPa；（6）由式10—13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(7)由圖10—19取疲勞壽命系數(shù);(8)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得計(jì)算試算小輪分度圓直徑d1t（2（3）計(jì)算齒寬b計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=1.13m/s，7級(jí)精度，由圖10—8查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，由表10—2查得使用系數(shù)由表10—4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，。由，查圖10—13得；故載荷系數(shù)（6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得d1==mm=計(jì)算模數(shù)m按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10—51）確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限；大齒輪的彎曲疲勞極限由圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù);計(jì)算彎曲疲勞應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10—12得計(jì)算載荷系數(shù)K查取齒形系數(shù)由表10—5查得；查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10—5查得;計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算取m=2.5；分度圓直徑dt=63.3mm則小輪齒數(shù)為大齒輪齒數(shù)幾何尺寸計(jì)算計(jì)算分度圓直徑計(jì)算中心距計(jì)算齒輪寬度取B2=70mm；B1=80mm結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。二、對(duì)于高速級(jí)，為了節(jié)約材料，將齒寬減小，具體參數(shù)如下：Z1=28d1=70mmB1=80mmZ2=92d2=230mmB2=70mma=150mm對(duì)其進(jìn)行安全性校核計(jì)算，滿足強(qiáng)度要求即可。齒根接觸強(qiáng)度校核由，7級(jí)精度，查表10—8得；直齒輪；求：由表10—4，；由；查圖10—13得小齒輪：由表10—5查得大齒輪：由表10—5查得所以，按齒根彎曲強(qiáng)度校核，高速軸安全。齒面接觸強(qiáng)度校核由標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，由表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)所以，所以小齒輪安全。由于，所以大齒輪也安全。故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核高速軸齒輪也安全。總傳動(dòng)比為要求總傳動(dòng)比符合要求。七、軸的設(shè)計(jì)輸入軸設(shè)計(jì)1、求輸入軸上的功率p1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1；；2、求作用在齒輪上的力d1=65mm；初步確定軸的最小直徑先按式15—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調(diào)制處理。根據(jù)表15—3，取，于是得輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則查《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》表17-4，同時(shí)考慮點(diǎn)擊軸外伸直徑D=28mm，選型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為56000，，故取，聯(lián)軸器長(zhǎng)度。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）擬定配合方案：為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為62mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，故取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》表6-1中，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6208，其尺寸為，，考慮到內(nèi)部軸承的定位，，故取。3）取安裝齒輪處軸段4-5直徑；齒輪左端與左端軸承之間用套筒定位，齒輪輪轂寬度為70mm，為使套筒斷面可靠地壓在齒輪上，取，齒輪右端采用軸間定位，軸間高度，故取h=3mm，則軸簡(jiǎn)處直徑，軸環(huán)寬度，取。4）軸端蓋總寬度為12mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面距離為L(zhǎng)=30mm，故。5）取齒輪距離箱體內(nèi)壁距離a=10mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距內(nèi)壁一段距離s=10mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選齒輪輪轂與軸的配合為，同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為，配合，深溝球軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選軸直徑公差為m6。輸出軸求輸出軸上的功率p3、轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3；；2、求作用在齒輪上的力d3=230mm；初步確定軸的最小直徑先按式15—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調(diào)制處理。根據(jù)表15—3，取，于是得輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則查《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》表17-4，選LX-4型滑塊聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000，聯(lián)軸器的孔徑，故取，聯(lián)軸器長(zhǎng)度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）確定各段直徑和長(zhǎng)度1）為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故1-2段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些，故取。2）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》表6-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6013，其尺寸為，。3）取安裝齒輪處軸段4-5直徑；齒輪左端與左端軸承之間用套筒定位，齒輪輪轂寬度為70mm，為使套筒斷面可靠地壓在齒輪上，取，齒輪右端采用軸間定位，軸間高度，故取h=4mm，則軸簡(jiǎn)處直徑，軸環(huán)寬度，取。4）取。5）取齒輪距離箱體內(nèi)壁距離a=12mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距內(nèi)壁一段距離s=8mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)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連接，按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為45mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選齒輪輪轂與軸的配合為，同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵為，配合，深溝球軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選軸直徑公差為m6。中間軸1、求中間軸上的功率p2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2；；2、求作用在齒輪上的力d1=230mm；d2=65mm2、初步確定軸的最小直徑先按式15—2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼、調(diào)制處理。根據(jù)表15—3，取，于是得3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）確定各段直徑和長(zhǎng)度1）取1）初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)）課程設(shè)計(jì)》表6-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6209，。2）取安裝齒輪處軸段2-3直徑；齒輪左端與左端軸承之間用套筒定位，齒輪輪轂寬度為70mm，為使套筒斷面可靠地壓在齒輪上，取，齒輪右端采用軸間定位，軸間高度，故取h=3mm，則軸簡(jiǎn)處直徑，軸環(huán)寬度，考慮到與輸入輸出軸的配合，取。3）取齒輪距離箱體內(nèi)壁距離a=12mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時(shí)，應(yīng)距內(nèi)壁一段距離s=8mm。。同理確定；；（3）軸上零件的周向定位大齒輪、小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接，由表6-1查得大齒輪平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長(zhǎng)為96mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選齒輪輪轂與軸的配合為，同樣,小齒輪與軸的連接選用平鍵為，配合，深溝球軸承與軸的周向定位由過渡配合保證，選軸直徑公差為m6軸的校核通過分析，Ⅲ=3\*ROMAN軸受力最復(fù)雜，較危險(xiǎn)。一、軸受力分析：Ⅲ=3\*ROMAN軸：大齒輪處：圓周力：徑向力：小齒輪處：圓周力,徑向力與大齒輪處相同，方向相反。二、.軸的校核：選Ⅲ=3\*ROMAN軸校核。1、水平面：軸受力圖如下：水平支承反力：則有：水平受力和彎矩圖（單位）：垂直受力：彎矩圖：合成彎矩圖：轉(zhuǎn)矩圖：(單位都是Nmm)由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力取則：故軸的強(qiáng)度足夠。八、滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算軸承壽命校核：選用軸承：高速軸：深溝球軸承6208中間軸：深溝球軸承6209低速軸：深溝球軸承6213（1）對(duì)軸承6208校核：查手冊(cè)基本額定動(dòng)載荷：，L=31年滿足使用要求。（2）同理對(duì)軸承6209校核。查手冊(cè)基本額定動(dòng)載荷：=48.70年滿足使用要求。(3)）對(duì)軸承6213校核。查手冊(cè)基本額定動(dòng)載荷：L33年滿足使用要求九、鍵的選擇校核與聯(lián)軸器LX2連接的鍵d=30mm選用普通鍵與齒輪連接的鍵普通鍵與中間軸大，小齒輪連接的鍵選用普通鍵：軸外伸處鍵：齒輪處鍵：由表6-2，取150MPa。高速軸鍵的校核高速軸外伸鍵鍵：；；故滿足要求齒輪處鍵鍵：；；故滿足要求中間軸鍵的校核大齒輪處鍵：；；故滿足要求小齒輪處鍵與大齒輪處相同故滿足要求輸出軸軸外伸處鍵：；；故滿足要求。齒輪處鍵：；；；十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件選擇鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表減速器機(jī)體是用以支持和固定軸系零件并保證傳動(dòng)件的嚙合精度和良好的潤(rùn)滑及軸系可靠密封的重要零