减速器设计说明书.doc

.一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构,Y系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率： 传动装置的总效率： 查表17-9确定个部分效率如下: 皮带传动效率： 齿轮啮合效率： （齿轮精度为8级）滚动轴承效率： （球轴承） 联轴器效率： 滚筒效率： 传动总效率： 所需电动机功率：=2.469kw 查设计资料表27-1，可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型，额定功率P0=3kw；或选Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定功率P0=3kw；均满足P0Pr。2、选取电动机的转速滚筒轴转速： 现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表1中。表1： 电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L243.01500142034.32Y132S63.O100096023.2比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得表2： 电动机型号为Y100L24，其主要性能如下电动机额定功率 P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速 n0/(r/min)1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径 D/mm28堵转转矩/额定转矩T/N.m2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比 总传动比： 根据设计资料表17-9可知 =24取则减速器的传动比： 对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，且避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比： =4.061 则低速级的传动比：=3.012 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴P0=Pr=2.469kw n0=1420r/min T0= 轴：I轴即减速器高速轴P1=P001=P00=2.4690.95=2.346kw n1= T1= 轴：轴即减速器中间轴P2 =P112=2.3460.970.99=2.253kw n2= T2= 轴：轴即减速器的低速轴P3 =P212=2.2530.970.99=2.163kw n3= T3= 轴：轴即传动滚筒轴P4=P323=2.1630.990.99=2.12kw n4= n3=41.4r/min T4= 将上述计算结果汇总如下轴序号功率/KW转速/（r/min）转矩T/ Nm传动形式传动比效率02.469142016.61带传动2.80.952.34650744.18齿轮传动4.0670.962.253124.6172.66齿轮传动3.0120.962.16341.4499.1联轴器1.00.982.1241.4489.1表三： 各轴运动及动力参数四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算1）确定设计功率PC由教材书表44查得工作状况系数KA=1.1计算功率：PC=KAP=1.12.469=2.716kw 2）选取V带型号根据PC和n0由图4-12确定，因Pc、n0工作点处于A型区，故选A型V带。 3）确定带轮基准直径、选择小带轮直径由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取对传动有利，按表4-6取标准值，取=100mm。 验算带速VV=7.4m/s 在525m/s之间，故合乎要求。确定从动轮基准直径=280mm 查教材表4-6取=280mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响，若算得与预定转速相差5为允许。=2.8 4）确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心因没有给定中心距，故按教材书式425确定按：0.7(dd1+dd2)2(dd1+dd2)得：0.7（100+280）2(100+280) 266mm760mm取=500mm。 确定带的计算基准长度Lc：按教材式4-26：2+(+)+=2500+（100+280）+=1613 取标准Ld查教材书表4-2取=1600。 确定中心距a=+=500+=493.5 调整范围：=+0.03=493.5+0.031600=541.5 =-0.015=493.5-0.0151600=469.5 5）验算包角1按教材书式4-28得：1180-60=180-60=1581200 符合要求 6）确定带根数Z按教材书式4-29： ZZmax 按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率=(+ ) 按教材书式4-20得包角系数=1.25()=1.25()=0.95 由教材书表4-2查得：C1=3.7810-4 C2=9.8110-3 C3=9.610-15C4=4.6510-5 =17001=148rad/s 由教材书式4-18、4-21、4-22可知：=1C1-C3-C4lg(dd11)=1001483.7810-4-9.610-15 -4.6510-5lg(100148)=1.24 =C41lg=4.6510-5100148lg=0.19 = C41lg=4.6510-5100148lg=-0.00243 可得：=(+)=0.95(1.24+0.19-0.00243)=1.36 由教材书式4-29：V带的根数：Z=1.99取Z=2根 7）确定初拉力F0： 查教材书表4-1： q=0.1kg/m按教材书式4-30：F0=500(-1)+q=500=155N 8）计算轴压力Q按教材书式4-31：Q=2F0Zsin=21552sin=608.6N 9）确定带轮结构 小带轮，采用实心结构大带轮采用孔板式结构d1=1.8d=1.826=46.8mm查设计资料表7-8得 e=15，f=10，he =12，=6，=340，ba=11mm, =2.75带轮的宽度：B=（z-1）e+2f=（2-1）15+210=35mm 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率 ：2.345kW小齿轮转速 ：507r/min 传动比 ：4.067 单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1：齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1：齿面硬度为200HB选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）。查教材图5-16（b）：小齿轮齿面硬度为240HB时， 大齿轮齿面硬度为200HB时，计算应力循环次数：由教材书式533得：=60=605071(108300)=7.3108 =1.79108 查教材书图5-17得：1.06，1.12由教材书式5-29得：取=1.0，=1.0， 由教材书式5-28确定疲劳许用应力： =565.6Mpa =566.7MPa因为，所以计算中取=565.6MPa 2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：T1=44180 初选1.2，暂取螺旋角,0.3由教材书式5-42得：0.987由教材书表5-5得： =189.8估取=20 端面压力角：基圆螺旋角：由教材书式5-39计算中心距a： (u+1)=121.7mm圆整取： a=125mm 估算模数： =(0.0070.02)= 0.875mm2.5mm取标准值： =2mm 小齿轮齿数： =24.03 =4.06724.03=97.7 取 实际传动比： 传动比误差：=0.3%5% 在允许范围内修正螺旋角：=arccos= arccos=123441与初选=13接近，可不修正。齿轮分度圆直径：=49.180mm =200.81mm 圆周速度： V=1.31m/s 3、校核齿面接触疲劳强度 由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得=1.25按，8级精度查教材书图5-4（b）得动载系数=1.024齿宽 b=0.3125=37.5mm 取b=40mm 按=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承为非对称布置查教材书图5-7（a）得：=1.06按8级精度查教材书表5-4得：=1.2按教材书式5-4计算载荷系数：=计算重合度， 齿轮齿顶圆直径：=+2=49.180+21.02=53.462mm =+2=200.81+21.02=204.810mm 端面压力角： =20.4520 齿轮基圆直径： =cos=49.180cos20.4520=46.156mm =cos=200.18cos20.4520=188.475mm 端面齿顶压力角：=arccos= arccos=29.7820 =arccos= arccos=23.2640 =(tan-tan)+(tan-tan) =1.349 =1.38 由教材书式5-43计算： =0.86 由教材书式5-42计算： =0.99 由教材书式5-41计算ZH 基圆螺旋角： =arctan(tancos)=arctan(tan12.578cos20.452)=11.808 =2.45 由教材书式5-39计算齿面接触应力=2.45189.80.860.99=537.9MPa1.0 =1-=1-1.0=0.9 由教材书式5-48计算=0.25+=0.25+=0.79 查教材书图5-18b得： 230MPa，210MPa查教材书图5-19得： 1.0取： 由教材书式5-32，因为mn=25，所以取Yx1=Yx2=1.0计算许用齿根弯曲应力=328.6Mpa =300Mpa 由式5-44计算齿根弯曲应力 =108.6MPa=328.6Mpa 安全 =108.6=105.2MPa=300MPa 安全 5、齿轮主要几何参数 24，98，u=4.067，mn=2mm，=123441 =49.180mm，=200.81mm，=53.180mm，=204.81mm =49.180-22（1.0+0.25）=43.180mm =200.81-22（1.0+0.25）=195.81mm =25mm 齿宽：=45mm，=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 已知：传动功率P2=2.252kw，小齿轮转速n2=124.6r/min，传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1：齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1：齿面硬度为200HB选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）。查教材书图5-16（b）：小齿轮齿面硬度为240HB时，大齿轮齿面硬度为200HB时，（对于工业用齿轮，通常按MQ线取值）计算应力循环次数：由式533得：=60=60124.61(108300)=2.24108 =7.45107 查教材书图5-17得：1.12，1.19由教材书式5-29得：取=1.0，=1.0， 由式5-28确定疲劳许用应力： =597.6MPa =602.14MPa因为，所以计算中取=597.6MPa 2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：T1= 初选1.2，暂取螺旋角,0.35由教材书式5-42得：0.987由教材书表5-5得： =189.8由教材书式5-41计算 估取=20 端面压力角：基圆螺旋角：=2.44 由式5-39计算中心距a： (u+1)=154.38mm圆整取： a=155mm 估算模数： =(0.0070.02)= 1.085mm3.1mm取标准值： =2.5mm 小齿轮齿数： =30.1 =30.13.012=90.6 取 实际传动比： 传动比误差：5% 在允许范围内修正螺旋角：=arccos= arccos=123744与初选=13 接近，可不修正。齿轮分度圆直径：=76.86mm =233.14mm 圆周速度： V=0.50m/s 3、校核齿面接触疲劳强度 由表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得=1.25按8级精度查教材书图5-4（b）得动载系数=1.025齿宽 b=0.35155=54.25mm 取b=55按=0.7，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承为非对称布置查教材书图5-7（a）得：=1.03按8级精度查表5-4得：=1.2按式5-4计算载荷系数：=1.251.0251.031.2=1.58 计算重合度， 齿轮齿顶圆直径：=+2=76.86+21.02.5=81.86mm =+2=233.14+21.02.5=238.14mm 端面压力角： =20.460 齿轮基圆直径： =cos=76.86cos20.460=72.000mm =cos=233.14cos20.46 0=218.43mm 端面齿顶压力角：=arccos= arccos=28.410 =arccos= arccos=23.480 =(tan-tan)+(tan-tan)=1.69=1.295 由教材书式5-43计算： =0.769 由教材书式5-42计算： =0.988 由教材书式5-41计算ZH 基圆螺旋角： =arctan(tancos)=arctan(tan12.628cos20.46)=11.86 =2.44 由教材书式5-39计算齿面接触应力=2.44189.80.7690.988=574.4MPa1.0 =1-=1-1.0=0.86 由教材书式5-48计算=0.25+=0.25+=0.677 与高速级齿轮相同，由教材书式5-44计算齿根弯曲应力 =149MPa=328.6Mpa 安全 =147.867=144.402MPaS, 满足要求，所以III剖面疲劳强度满足要求。b、IV剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。查得：，取则： =10.48=12.14 =7.98 取S=1.51.8 SS, 满足要求，所以IV剖面疲劳强度满足要求。八、滚动轴承的选择和寿命验算1、滚动轴承的选择 减速器中的轴承承受较小的径向载荷，可采用深沟球轴承。 高速轴上按课程设计教材表21-1标准可得轴直径35mm，选取轴承代号6207。 中间轴端在直径40mm，可得轴承代号6208。 低速轴安装轴承处直径55mm，可得轴承代号6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算 已知：轴的直径d=35mm，该轴承所承受的轴向载荷Fa=400N，轴转速n=507r/min，工作有轻度冲击，初选深沟球轴承6207，要求轴承预期寿命24000h。1)计算支反力R1，R2和轴向合理FA由前面计算得知： 合成支反力： =980N =1470N FA=Fa=400N2)确定轴承的承载能力，查课程设计教材表21-1，查得6207轴承：=19.8KN =13.5KN3)计算当量动载荷故：A2= Fa=400N，A1=0 因为：，确定e=0.22 由：e=0.22 所以：X2 =0.56，Y2 =1.99 轴承承受轻度载荷冲击，按教材书表9-17取=1.2，按教材书表9-4得=1，因为轴承不承受力矩载荷，故=1。 4)校核轴承寿命因为P2P1，所以按P2计算轴承寿命。= 因为=3478424000h，故6207轴承适用。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，轮毂长为33mm，传递转矩T=44180 1.选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查课程设计教材表20-1得两个键为:=87，=28mm 2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1查得=100MPa。键的工作长度：=-=28-=24mm由式3-1得： =87.65MPa=100MPa 安全 十、联轴器的选择和验算 在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接，因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选择弹性柱销联轴器。 减速器中低速轴转矩为489.1 根据：d=48mm，选择联轴器TL8：48112（GB/T4323-2002） 由课程设计教材表22-2查得：Tn=710Nm，n=2400r/min由教材书式11-1查得：K=1.25Tc=KT=1.25489.1=611.37 N=41.4r/minV0，所以油量合理。3、滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式减速器中高速级齿轮圆周速度：=1.3m/s 由于，所以深沟球轴承采用脂润滑选择通用锂基润滑脂： GB7324- 87代号ZL-1，适用于 200 - 1200C范围内深沟球轴承的润滑。4、滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度：=0.8m/s 由于，所以采用毡圈密封。5、验算齿轮是否与轴发生干涉现象1和2轴之间距离：125mm，2轴上小齿轮齿顶圆半径25mm，碰不到1轴。 2和3轴之间距离：155mm，2轴上大齿轮的齿顶圆半径：102mm。2轴大齿轮与3轴之间的距离：53mm，离2轴齿轮最近的3轴的半径是34，所以3轴与2轴大齿轮不会相碰。因此，齿轮传动设计合理。十二、设计体会时间过的确飞快，为期三周半的机械设计课程设计结束了，这三周对我来说是一次很好的实践锻炼机会，通过老师的指导和自己学习摸索，我初步掌握了双级圆柱齿轮减速箱的工作原理，构造及其设计计算的过程，设计思路，而且通过手工绘图，懂得了一个标准的图纸是如何绘制的，一个设计者对于任何设计都是需要有自己的理由，对于任何一个部分的设计都是要谨慎，考虑很多方面的我想本次机械课程设计为我今后对相关专业知识的学习是很有益处的，对于课程设计过程中出现的错误也认真总结，希望在以后的学习工作中避免这些错误，让它成长为自己的宝贵经验，同时通过认真请教老师帮助，使我学到了很多东西，比如每个设计的开始都是基础一定要谨慎设计，设计过程中要充分考虑各方面因素使用人群等等。总之这次课程设计也是一次自己亲身体验设计过程的一次宝贵经历，获益匪浅，相信在以后的学习工作中对自己也有很大的帮助。PW = 2.015kw= 0.0816Pr= 2.469kwP0=3kwn0=1420r/min=34.3i带=2.8i减=12.25i12=4.061i23=3.012Po=2.469 kwno=1420r/minT0=16.61NmP1=2.346 kwn1=507r/minT1=44.18NmP2=2.253 8kwn2=124.6r/minT2=172.66Nm P3=2.163kwn3=41.4r/minT3=499.1 NmP4=2.12kwn4=41.4r/minT4=489.1 NmPc=2.716kwdd1=100mmV=7.4m/sdd2=280mm=2.8a=493.5mmLd=1600mm1=1580P0=1.24P1=0.19P2=-0.00243P0=1.36Z=2=155NQ=608.6NN1=1109N2=3.58108MPaMPaZH=2.44=0.987=2.44a=125mmZ1=24Z2