陈恒韬减速器说明书

第1页共21页燕山大学机械设计课程设计说明书题目：圆柱齿轮一级减速器学院（系）：建筑与力学学院年级专业：12级建环一班学号：120107030026学生姓名：陈恒韬指导教师：谷大鹏教师职称：讲师日期：燕山大学课程设计说明书第2页共21页第一章传动方案的拟定（1）主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=2006N，输送带的速度V=2.55m/s，输送机滚筒直径D=0.23m（2）传动系统工作条件带式输动机工作时有中等冲击，一班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为6年(每年按365天计算)，三相交流电源的电压为380/220V。（3）传动系统方案的选择第二章电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算（1）原始数据①运输链牵引力F=2006N②运输链工作速度V=2.55m/s③滚筒直径D=0.23m（2）电动机型号选择燕山大学课程设计说明书第3页共21页1.类型：选择Y系列电动机2.容量：工作功率，取120062.551P5.33kw100010000.96FV＝卷取η1=0.99（连轴器）,η2=0.97（齿轮传动效率8级）,η3=0.99（轴承）,则ηa=η12×η2×η3³=0.92电动机功率Pd=Pw/ηa=5.33/0.92=5.79Kw3.转速：卷筒轮转速60v602.55n211.7r/min3.140.23D＝一级圆柱齿轮减速器推荐传动比为i=3~5故电动机转速可选范围nd=i×n=(3~5)×211.7=635.2~1058.7r/min符合这一同步转速的有750r/min、1000r/min综合考虑选电动机型号为Y160M-6，主要性能如下表：电动机型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-67.510009702.02.0（3）传动比确定970r/mini4.58n211.7r/minn满载总工作（4）运动和动力参数的计算1.各轴转速：n1=nm=970r/minn2=nm/i=970/4.58=211.7r/minn3=n2=211.7r/minwP=5.33kwηa=0.92Pd=5.79Kwn=211.7r/min电动机型号Y160M-6燕山大学课程设计说明书第4页共21页2.各轴输入功率：Pd=5.79kwP1=Pd×η1=5.79×0.99=5.73kwP2=P1×η3×η2=5.73×0.99×0.97=5.50kwP工作=P2×η1×η3=5.50×0.99×0.99=5.39kw3.各轴输入转距：Td=9.55×103×Pd/n=57N·mT1=Td×i×η联=56.4N·mT2=T1×i×η齿×η轴承=243.9N·mT工作=T2×η联×η轴承=239N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P（Kw）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i效率电机轴5.79579701.000.99Ⅰ轴5.7356.49704.580.95Ⅱ轴5.50243.9211.71.000.97工作轴5.39239211.7第三章传动零件的设计计算已知条件：P1=5.90kwn1=970r/mini=4.58T1=58.09N·m工作寿命：六年一班中等冲击中批煤场(1)选择材料、精度及参数小齿轮：40MnB，调质，HB1=241~286HBS，MPaMPaFEH600730lim1nd=1000r/minnm=940r/minia=4.58n1=970r/minn2=211.7r/minn3=211.7r/minP1=5.73kwP2=5.50kwP工作=5.39kwTd=57N·mT1=56.4N·mT2=243.9N·mT工=239N·m燕山大学课程设计说明书第5页共21页大齿轮：ZG35SiMn，调质，HB2=241~269HBS，a510a620lim2MPMPFEH由表11—5，FS1.25HS1.1lim2395HHaHMPS11360FEFEaFMPS22248FEFEaFMPS(2)按齿面接触疲劳强度设计IT=56.4Nm395HaMPK＝1.4=4.58A试算小齿轮分度圆直径d1B确定齿轮模数m160mm2dda21取整a=160mm，所以m=2mm又因为a=1/2×m（1Z+2Z），得1Z+2Z=160又因为2Z=i1Z，得1Z=29C确定实际齿数比'i：4.5229131i齿数比相对误差：'0.03060.05iiii处于允许范围，故所有齿轮合适。D计算齿轮的主要尺寸：58mm229mzd1262mm2131d2E确定齿轮宽度45.4mm56.80.8db1d取整为50mm所以B1=B2+10=60(mm)（3）齿轮弯曲强度校核由《机械零件设计手册》图11—8图11—9可得1FaY=2.741saY=1.592FaY=2.242saY=1.801=590MPaH1360FEMPa燕山大学课程设计说明书第6页共21页11321.458.09102.741.5953.35852.52.525FFMPa222.241.853.3549.38[]2.741.59FF故设计合理。（4）计算圆周转速v并选择齿轮精度113.1462.59703.17/601000601000dnvms根据设计要求齿轮的精度等级为8级。（5）齿轮几何尺寸的确定由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.2560.8mm2hdda1a1266mm2hdda22a2齿距P=2.5×3.14=7.85(mm)齿根高3.125()fahhcmmm齿顶高12.52.5()aahhmmm齿根圆直径fd1126523.558()ffddhmm22227523.5268()ffddhmm(6)齿轮的结构设计大小齿轮均与轴分开制造，中批量使用自由锻大齿轮的尺寸计算如下：轴孔直径d=43)(mm轮毂直径1D=1.6d=1.6×43=68.8)(mm轮毂长度502BL轮缘厚度δ0=(2.5～4)m取0=8腹板厚度c=0.32B=0.3×85=25.5mm取c=26倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.252=395MPaH2=390MPaFd=60.37mma=170mm1Z=292Z=13152.4i0.0306i56.8mmd1262mmd2燕山大学课程设计说明书第7页共21页腹板中心孔直径0D=0.5(1D+1d)=164(mm)腹板孔直径0d=0.25（1D-1d）=46(mm)第四章轴的设计和计算（1）初选材料选用45钢,调质，650,360bsMPaMPa（2）初算轴径2d=c3Pn=11035.96970=20.15（3）轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。（4）轴的强度校核从动轴的强度校核圆周力tF=222000dT=2000×252.91/275=1839.3N径向力rF=tFtanα=1839.3×tan20°=669.5N由于为直齿轮，轴向力aF=0a求垂直面支反力21334.75vrvFFFN1669.5334.7522rvFFNb求水平面支反力50mm2BB1=60(mm)153.35FMPa249.38FMPa3.17/vms1ad=70mm2ad=280mmP=7.85mmhf=3.125mmha=2.5mmdf1=58mmdf2=268mm燕山大学课程设计说明书第8页共21页12919.652tHHFFFNc垂直面弯矩vM=0.52vFL=21.93)(mN水平面弯矩HM=0.52HFL=60.24)(mN合成弯矩M=22vHMM=64.11)(mNd转矩T=252.90当量弯矩eM=22MaT=164.727)(mNe计算危险截面处轴的直径：轴的材料选用45钢，调质处理,并查表得：B=650（查表14—1）b1=60MPa（表14—3）d≥10beM131.0=103164.7270.160=30.17(mm)考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%则d=31.68mm43mm则轴的强度足够。f受力分析计算：L=131mm受力分析如下图：第五章键的选择和计算（1）从动轴外伸端d=28，考虑键在轴中部安装故选键GB/T1096—2003，b=8，L=50，h=7，选45号钢，其许用挤压力p=100MPap=`tFhl=hldTI4000=4000252.9174228=122.89p则强度足够，合格。（2）与齿轮联接处d=43mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键GB/T1096—2003，b=10mm，L=62mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力p=100MPa燕山大学课程设计说明书第9页共21页p=lhFt`=24000Thld=4000252.9184352=56.55p则强度足够，合格。第六章滚动轴承的选择及计算考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择从动轴承62082个（GB/T276-1993），两轴承受纯径向载荷。P=rF=669.5X=1Y=0从动轴轴承寿命：深沟球轴承6208，基本额定功负荷rC=25.7KNtf=1=3hL10=PCfnrt266010=361025.71100060211.7669.5=4453234预期寿命为：6年，一班制L=6×365×8=17520hL10轴承寿命合格第七章联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性柱销联轴器。K=1.5（查表17—1）CT=9550IIIInKP=9550×1.55.61211.7=379.61选用HL3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩nT=630，CTnT。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=30，轴孔长度L=82HL3型弹性套住联轴器有关参数如下d=22mmtF=1839.3NrF=669.5N燕山大学课程设计说明书第10页共21页第八章润滑、密封的选择确定（1）润滑的选择确定1.齿轮V=2.55＜＜12m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑2.轴承采用稀油润滑（2）密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V3（m/s），故选用半粗毡加以密封第九章减速器附件的选择确定附表如下：型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/（r·1min轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型HL363050003082160HT200Y型A型d》30.17mm燕山大学课程设计说明书第11页共21页箱体主要结构尺寸计算:箱座壁厚=8mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm箱盖厚度1=8mm箱盖凸缘厚度1b=1.51=12mm箱底座凸缘厚度2b=2.5=20mm轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm大齿轮顶与内机壁距离1=10mm小齿端面到内机壁距离2=8mm上下机体筋板厚度1m=6.8mm,2m=6.8mm主动轴承端盖外径1D=109mm从动轴承端盖外径2D=115mm地脚螺栓M16，数量4根第十章装配、拆卸时的注意事项（1）安装1.减速机的组装、部装以及总装一定要按装配工艺顺序进行。不能发生工艺干涉，如轴中间的齿轮还没装，便现把轴端的名称功用数量材料规格螺栓安装端盖24Q2