减速器课程设计

课程设计计算书题目系别专业班级学号学生姓名起讫日期指导教师职称教研室主任日期江西蓝天学院教务处印制1目录一设计目的…………………………………………………2二．减速箱传动方案的拟定及说明……………………………………2三电动机的选择和计算………………………………………………5四.带的计算及结构说明……………………………………………9五.高速齿轮的设计计算及结构说明………………………………11六.低速齿轮的设计计算及结构说明………………………………16七.齿轮的结构尺寸…………………………………………………21八.轴的设计计算及校核…………………………………………22九.滚动轴承的选择…………………………………………………25十.键的选择及校核…………………………………………………26十一.联轴器的选择…………………………………………………29十二.减速器附件的选择及列表说明………………………………29十三.减速器的润滑方式及密封方式的选择………………………30十四.箱体主要结构尺寸的计算……………………………………31十五.设计总结………………………………………………………32十六.参考文献……………………………………………………332计算项目设计计算内容及说明计算结果一、设计目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的性与实践性教学环节。其基本目的是：(1).通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2).学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3).进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）。二．减速箱传动方案的拟定及说明1.工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于带式输送机，工作速度不高（V=1.4m/s）,因而传递的功率也不会太大.由于输送机工作时有轻微振荡，空载启动,转向不变,使用寿命(10年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承也用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。3计算项目设计计算内容及说明计算结果2.确定传动方案根据工作要求，可拟定几种方案，如下所示（a）若采用电动机直接与两级圆柱齿轮减速器相联结，圆柱齿轮易于加工，但减速器的传动比和结构尺寸较大。（b）若采用一级带传动，后接两级圆柱齿轮减速器。带传动能缓冲、吸振，过载时起安全保护作用，带传动不宜在恶劣环境下工作（c）若采用两级圆柱齿轮减速器后接一级链传动，链传动结构较紧凑，可在恶劣环境下工作，但振动噪音较大。综合考虑本题要求，工作环境一般但有轻微的冲击，可选择方案（b）电动机联轴器卷筒轴承运输带v带Z1Z2Z3Z44计算项目设计计算内容及说明计算结果3.传动方案的拟定及说明根据已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点：(1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2）直齿圆柱齿轮结构简单，应用广泛。（3）、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。5计算项目设计计算内容及说明计算结果缺点：（1）、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2）、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动案是可行的三．电动机的选择及计算1.电动机的选择高转速的电动机体积小，价格低（500元~600元），但是总传动比大。低转速的电动机体积大，价格高（1500元左右），总传动比小。按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.选择电动机的容量：电动机功率wdPP6计算项目设计计算内容及说明计算结果卷筒转速100010001.4/min67/min60603.14400VnrrD工作机的有效功率为10009550wwFVTnP由表查得ηw=0.96Pw=5.85kw从电动机到工作机输送带间的总效率为421234式中，η1、η2、η3、η4、分别为V带，轴承，齿轮和联轴器传动效率。由表9.1（查机械设计课程设计指导书）取η1=0.96、η2=0.98、η3=0.97、η4=0.99。计算总效率421234=0.96×0.984×0.972×0.99×=0.825电动机需要功率wdP5.85P7.09kw0.825选择Y132M-4三相异步电动机，输出功率P=7.5kw，(查《简明机械设计手册》P462页)电动机满载转速n电=1440r/min电动机轴伸出直径D=38mm电动机轴伸出长度L=80mm7计算项目设计计算内容及说明计算结果3.传动比的分配（1）总传动比及其分配总传动比i=电nn=671440=21.49分配传动比考，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i2=1.3i3又i2=1971=3.373i3=2367=2.913所以，带的传动比i1=24.传动系统的运动和动力参数计算（1）.各轴的转速，带：n带=n电=1440r/minⅠ轴：nⅠ=1i电n=729.48r/minⅡ轴：nⅡ=2in=195.2r/minⅢ轴：nⅢ=3in=67.01r/min卷筒轴：n=nⅢ=67r/min（2）.各轴的输出功率V型带：P带=Pdη1=7.09×0.96kw=6.81kw8计算项目设计计算内容及说明计算结果Ⅰ轴：PⅠ=P带×η2=6.81×0.98kw=6.67kwⅡ轴：PⅡ=23P=6.670.980.97kw6.34kwⅢ轴：PⅢ=23P6.340.980.97kw6.03kw卷筒轴：P卷=PⅢ246.030.980.99kw5.85kw（3）.各轴的输出转矩Td=9.55×106xPd/n电=47.02NmV型带：T带=d1T47.020.96Nm45.14NmⅠ轴：Ti=T带21i45.140.982Nm88.47NmⅡ轴：232TTi88.470.980.973.737Nm324.02NmⅢ轴TⅢ=TⅡ233i324.020.980.972.913Nm897.19Nm卷筒轴：T卷=TⅢ423i897.190.980.99Nm870.45Nm将上述计算结果汇总于下表查用：9计算项目设计计算内容及说明计算结果轴号功率（P）kw转矩（T）Nm转速（n）r/min传动比效率入出入出电动机轴7.0947.02144010.96带7.096.8147.0245.14144020.98I6.816.6791.0188.477203.7370.95Ⅱ6.476.34330.63324.021932.9130.95Ⅲ6.156.03915.5897.1967.1110.97工作机轴5.975.85888.21870.4567四.带的计算及结构说明1.计算功率Pc=kAPd查表17-4Ⅰ况系数kA=1.1Pd=7.09kwPc=7.80kw根据Pc和n带=1440r/min。由图（T-1）选取A型V带2.带轮基准直径由图（7-1）并参照表（7-5）选取dd1=125mmdd2=dd1i1=250mm3.带速：V=πdd1n电=9.42m/s4.中心距、带长及包角：根据式（17-18）0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）故262.5a0750初步确定中心距a0=590mm10计算项目设计计算内容及说明计算结果根据式17-19）初步计算带基准长度：21122dd'd0dd0(dd)L2a(dd)1775.37mm4a由表17-9选带的基准长度Ld=1800mm按式17-21计算实际中心距'dd0llaa602.3mm2根据式（17-22）验算小轮包角21dd0000001dd25012518057.318057.31686'1202602.35.带的根数按式（17-23）8.13z3.91(1.930.17)0.981.01取z=46.初拉力按式（17-24）2c0zp2.5F500(1)qv177.0Nvk7.作用在轴上的载荷按式（17-25）01Q0168F2zFsin24sin1372.2N2211计算项目设计计算内容及说明计算结果8.带轮结构和尺寸略带轮宽度B=（z-1）e+2f=63mm五.高速齿轮的计算及结构说明(一)计算小齿轮转矩1T611pT9.551091.0Nmn（二）选材料，确定许用应力1.选材料：小齿轮采用40Cr表面淬火，齿面硬度为48-55HRC大齿轮采用45钢，表面硬度45HRC2.确定许用弯曲应力[F]（1）总工作时间ht由已知，总工作时间ht103208h25600h（2）寿命系数NY9F11hN60rnt1.1108F1F2NN310u12计算项目设计计算内容及说明计算结果由图18-25，取寿命系数NIN2YY0.9（3）委屈疲劳极限应力Flim，由图18-8a，取极限应力Flim=350mpa（4）尺寸系数xY估计模数nm4mmxY1（5）安全因数FS参照表18-11，取安全因数FS=1.5（6）计算许用弯曲应力[F]，由式（18-21）F1F2[][][F]=FlimNNxF2YYY467MPaS3.确定许用接触应力H[]（1）寿命系数NZ由式（18-17）及表18-10，接触应力循环次数91N1.1210812NN3.010u由图18-21，取接触强度计算寿命系数N1Z0.95、N2Z0.98（2）接触疲劳极限Hlim由图18-4a，取极限应力13计算项目设计计算内容及说明计算结果Hlim=31.1510MPa（3）安全因数HS参照表18-11，取安全因数HS1.25（4）许用结束应力H[]由式（18-16）及N1N2ZZ,许用接触应力3HlimN1HHZ[]0.8710MPaS（三）选择齿数、齿宽系数及精度等级（1）1Z192Z71取d0.6d估50mmd1bd30mm估取大齿轮齿宽2bb35mm齿轮圆周速度：选择8级精度等级（四）确定载荷系数（1）使用系数AK由表18-7，取AFKKK1.1.(五)重合度计算14计算项目设计计算内容及说明计算结果12111.883.21.67ZZ4Z0.8803、0.75Y0.250.699（六）齿根抗弯曲疲劳强度计算（1）Fa1Y2.8Fa1Y2.2（2）Sa1Y1.56Sa2Y1.721FFa1Sa132d1F12TkYYYm2.09Z[]取标准模数m=3（七）确定主要参数（1）中心距a初算中心距min0d(u1)a118mm2圆整取中心距a=125mm模数122am2.7ZZm3(八)齿面接触疲劳强度验算15计算项目设计计算内容及说明计算结果（1）弹性系数EZ查表18-9，EZ190MPa（2）节点区域系数HZ查图18-20，取HZ2.5（3）重合度系数Z由式（18-28），重合度系数校核齿面接触疲劳强度由式（18-26），齿面