减速器传动装置分析设计.

1、课题：减速器传动装置分析设计二、课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去 分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。三、已知条件1、展开式二级齿轮减速器产品（有关参数见名牌）2、工作机转矩：2502N.m,不计工作机效率损失。3、动力来源：电压为 380V 的三相交流电源；电动机输出功率 P=15kw。4、工作情况：一班制，连续单向运行，载荷有轻微冲

2、击。5、使用期： 10 年，每年按 365 天计。6、检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。7、工作环境：室内常温，灰尘较大。四、工作要求1、画减速器装配图一张（ A0 或 A1 图纸）；2、零件工作图二至三张（传动零件、轴、箱体等等） ；3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；5、设计说明书一份。五、结题项目1、检验减速能否正常运转。2、每人一套设计零件草图。3、减速器装配图：A0;每人1张。4、零件工作图：A3；每人共2张、齿轮和轴各1张。5、课题说明书：每人 1 份。六、完成时间共 3 周（

3、200735 2007326 ）七、参考资料【1】、机械设计 （第四版）邱宣怀 主编 高等教育出版社出版；【2】、机械设计课程设计 潘承怡 主编 哈尔滨理工大学出版；【 3】、机械设计补充教材 （第三版）于惠力、潘承怡 主编 大连出版社出版；【4】、画图几何及机械制图 （第五版）朱冬梅 主编 华中理工大学出版。计算及 说明一、减速器结构分析分析传动系统的工作情况1传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机， 在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速 器与滚筒并

4、列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布 置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯 曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示。第38页共30页传动装置的总体设计(一)、选择电动机1选择电动机系列380V YPW =10.0KW n = 0.816Pr =12.25KW nW =41.18r /min按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结

5、构，即：电压为系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率(1 )、传动滚筒所需有效功率c FV8000 X1.25 “CMPw =10.0KW1000 1000(2 )、传动装置总效率24n= n/B nG nB nc ncv按文献2表2.1-1确定各部分效率如下：V带传动效率：nVB = 0.95闭式齿轮传动效率：n = 0.97(精度7级)滚动轴承效率：啼=0.99(一对)联轴器效率：nC= 0.99传动滚筒效率：nCY = 0.96得 n=0.95 0.972 0.994 0.99 X0.96= 0.816(3)、所需电动机功率pRv = 10.0 =12.25KWn 0.8163、确定

6、电动机转速、传动滚筒转速60V60 .0.nW =41.18r /minnDn.5(2) 、符合条件的电动机如 下表：型号Y160L-4Y180L-4Y200L-8Y160MZ-2额定功率KW15151515电机满载何转速转/分1460970730293滚筒转速转/分38.238.238.238.2总传动比39.2025.3919.1176.72i带2222i 减19.6012.709.5538.35i =35.45i v =14.1811 =4.37512 =3.241由此比较，应选 Y160L 4,结构紧凑。由文献2表2.10 2选取电动机的外形及安装 尺寸 D 42伽，中心咼度 H 16

7、0伽，轴伸长 E 110伽。4、传动比分配(1 )、两级齿轮传动比公式h =(1.31.4)i2i2 =$1.31.4)匕(2 )、减速器传动比由选定电动机 Y160L 4,满载何转速 no 1460r / min，传动滚筒轴转速nw = 41.18r / min,同步转速 1500 r / min。总传动比 i = n = 1460 =35.45nw 41 .18取iVB =2.5,则减速器的传动比为：i35.45i v = 14.18乙 iVB2.5取两级齿轮减速器咼速级的传动比为：i1 1.3iv =山.3 X14.18 =4.375则低速级的传动比为：iV35.45 门 c,i2 =

8、3.241i14.3755、运动条件及运动参数分析计算0轴:0轴即电动机转轴F0 Pr12.25KW, n0 =1460r/min , T0 =9.55 xP=80.13N mmn。1轴:1轴即减速器的高速轴R=P0 n01 =F0 nB =12.25 X0.95=11.64KWn01460n =584r / m inG 2.5P111.64 X03T1 =9.551 =9.55 X= 190.35N mmn1584.0计算及说明结果2轴：2轴即减速器中间轴P2 = Pn2 = PnGnB =11.64 X0.97 X0.99 = 11.18KW584.0 .n 2 = 133r / min1

9、124.375T2 = 9.553P211.18 X1032 =9.55 X= 802.77 N mmn21333轴：3轴即减速器低速轴P3=P2n3 - P2 nc nB =11.13 X0.97 X0.99 =10.74KWn292.64,.门3 = 41r /mini 232.425T3 =9.55P310.74 X033 -=2501.63N mm匕414轴:4轴即传动滚筒轴P4 二 Rn34 - P3 ncnB =10.74 X0.99 X0.99 = 10.53KW匕 n4 二=41-41r / mini341T4 = 9.55（二P4 =9.55 X10.53 X10 =2452

10、.72N mmn4411）、定V带型号和带轮1、工作情况系数Ka=1.1由文献【1 由表 11.5 得 Ka =1.1巳=13.475kW2、计算功率FC =KaP=1.1 X2.25 = 13.4753、选带型号取B型由文献【1 表11.15选取B型4、小带轮直径D1 =130mm由文献【1 表 11.6 选取 D1 =130mm5、大带轮直径D2 =325mmD2 =（1、Dm 川 cc,、130 X460 “L9-（10.01）x- 325mmn2584（取 = 1%）取 D2 =325mm6、大带轮转速n2 =578.2r/m inD1n1130 X460n2 -（1 1 1 -（1

11、0.01） X=578.2r/minD23257、验算传动比误差计算及说明结果(1 )、理论传动比i n1 - 1460 -2.53n2578.2(2 )、实际传动比1i D2325 2.525(1 心(1 0.01) X1302 5252 53(3 )、传动比误差門i H0.2% 227.5+2 X700+700 2128mm(5 )、基准长度Ld 2240mmLd2240mm9、求中心距和包角(1 )、中心距LdnDm1!r2C A 22240nX227.5a =1|zrrTQ A -+ %(LdnDm )8 -4441 + 4120 =计算及说明结果10、求带根数n1460(1) 、传动

12、比 i= =2.525 由表 11.8 P0 =2.41kW;n2578.2由表 11.7 ka =0.965 ；由表 11.12 Kl =1.00 ；由表 11.10 AF0 =0.46kW;(2) 、带根数FCz =(R + AP0 )ka kL= 4.8711、求轴上载荷(1) 、张紧力F0 =500Pc (2.5 ka)+qv2 =500 X13.475 X(2.5 0.965)+0.10 X9.932 vz ka9.93 X50.965(由表 11.4 q=0.10kg/m )a165(2) 、轴上载荷Fq = 2ZF0sin=2 5 X226 Xsin 2 212、结构设计小带轮D

13、1 =130mm； 大带轮D2 =325mm(三)、高速轴齿轮的设计与校核1、选材根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理 HB! =260选大齿轮：45钢，调质处理 HB2 =2402、初步计算611 64(1) 、转矩 T1 T1 =9.55 X06 X- =190350N mm584(2) 、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取d =1.0cHiin1 =710MPa(3) 、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c(rHlin 2 =580MPaoh1 Q0.9H|im1 =0.9 X340 = 639MPaoH2 0.9h iim2 =0.9 X580 =522MP

14、ai =2.525取z=5根F。=226 NFq =2240.7NHB1 =260HB2 =240 =190350N mmoHlin1 =710MPaoHlin2 =580MPa知=639MPa(rH2 =522MPa计算及 说明由文献【1】由表12.16，取Ad =90T1 2 U+1 =90 X3 19035Q x4.375 + 1 =85.5mm2 u1 X52224.375(4)、确定中心距a = d = 93(4.375+1)= 249.9mm3、配凑中心距Z1 =30;Z2 =30 X4.375 =131;i=仝乙131 =4.367;30X1QQ% =0.18% 1%i =合适4

15、取 93mma 取 250mm乙=30乙=131(1 )、核算d1=Zh=S=93.161915mm;乙mtd19361915 =3.105397130Z1d1 = 93.161915mm由文献【1】表12.3取=3 ； B = arccosmnmt=14 58133.1053971mn =33=14 5813介于8 15之间，合适d1 = mz =93mm; d2 = mnZ2 = 407mmcos 3cos311(2)、验算 a (d1 +d2) - X500 = 250mm b = d22所以取 取b| = 103mmb2 =93mm4、接触强度校核d1 =93mm(1 )、圆周速度 V

16、 v= n刈3 忌4 =2.84m/s60 X00060 X1000(2)、精度等级由表12.6知：选8级精度(3) 、使用系数KA由表12.9知：KA =1.35(4) 、动载系数Kv由图12.9知：Kv=1.12(5 )、 齿间载荷分配系数Kh：. 由表12.10知，先求Ft=2T = 22X50 = 4094N d193d2 =407mmb =93mm bi =103mm b2 =93mmv = 2.84m/ s8级精度Ka =1.35Kv=1.12Ft =6318N计算及说明结果KaR 1.35 X4094=60.07N /m 1,取 =1,故乙=* 3(1 朋-ea F % =也70

17、8 =0.765Zg=0.765(11)、螺旋角系数 Zp Z b 二 Jcos Bcos14 =5813 =0.988Z0=0.988(12)、接触最小安全系数 SH min由表12、14,取SHmin =1.10SH min =1.10(13)、总工作时间 th th =10疋365汉8 =29200h(14)、应力循环次数nl计算及说明结果Nli =60曲(式 12、2)=60 X1 X584 X29200 = 1.02 XIQ9, NN119L2 =1 =0.23 X10iNl19= 1.02 X10Nl2= 0.23 X109(15)、接触寿命系数 Zn 由文献【1】图12、18 Z

18、n1 =0.99；Zn2 =1.15(16)、许用接触应力Th及验算Z n1= 0.99Z N2= 1.15_H lim1 ZN1710 X0.99ohcc639MPaSh min1 .10Oh1=639MpaOH lim2 Z N2580 X1.15 “cn0H2 606MpaSH min1.10h2=606Mpa：2KYi ii.+ 1 一一一i2 X3.989 X90350 5.375o =ZeZhZ e,=189.8 X2.45 X0.65 X IX耳bd12卩9334.375= 542Mpa Ymin120120Y =0.897(5)齿间载荷分配系数 Kfj由表12、10注3知：=3

19、.799 = 3.242;前已求得Kf =1.78 24;Yn1 =0.90,Yn2 =0.95;(12) 、尺寸系数 YX YX由图 12、25, Yx =1.0F lim1YN1YX 510 X0. 90 X 1 = =367Mpa(13) 、许用弯曲应力rFFmin.f lim2Yn2Yx 460 X0.95 X 吃=350MpaSf min1 .25(14 )、验算2kT12 X3.71 X190350牟二1 Yf Ys Ys =X2.53 X.63 X0.686 =154帀1 bd1m a1 a193 X93 X31YFa2YSa22.18 X .82】吃二 F1=154=149 2

20、 =350MPa%=154MPa碍2 =149MPaf2da1 =99mmda2 =413mm df1 = 85.5mm df2 = 399.5mm h = 6.75mmds =93mm计算及 说明(四)、中间轴齿轮的设计与校核1、选材根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理 HB, =260选大齿轮：45钢，调质处理 HB2 =2402、初步计算A A A p(1) 、转矩 Ti Ti =9.55 XI06 X =802770N mm133(2) 、尺宽系数申d由文献【1】表12.13，取d =1.0(3)、接触疲劳极限由文献【1】图12.17c(rHlin 1 =710MP

21、a 知n2 =580MPacH10.9Hiim1 =0.9 X710 = 639MPa(tH2 0.9h lim 2 =0.9 X580 = 522MPa由文献【1】由表12.16,取 A =90dAd3 %阳2吐1 =90 X3u: 1 X522802770 X3.241 +1 =133.28mm23.241(4)、确定中心距a = d1(i+1)=137(3241 +1)=291mm3、配凑中心距Z1 =30;Z2 =30 X3.241 =97;iX100% =0.2% 100N/mb137K H a = K F a =1.4111 1e? =1.88 3.2( + ) cos P = 1

22、.88 3.2 X(cos 0 = 1.703 乙 Z230 97bsin Sd z1e =tan 0 = 2.00; e = ea + eS =1.75 + 2.26 = 3.703n%ntan aa = arctan= 20 2412cos Scos Scos an cos Sb 二n =0.99cos at(6)、齿向载何分布系数 KHp由文献【1】表12、11Khs =A + B1+0.6 (夕)2+C 103 bd1d1=1.17+0.16 1+0.6+0.61 103 137 = 1.51(7) 、载荷系数 K K =KaKvKh aKH 卩=1.35 X1.1X1.4 X1.51

23、 =3.14(8) 、弹性系数ZE由文献【1】表12、12 ZE =189.8*MPab =137mm b =147mm b =137mmv=0.954m/s8级精度KA =1.35Kv=1.10Ft =11719NK h K (=1.4E 矿1.703邛=2.008r =3.703% = 202412 cosPb = 0.990=1.51K =3.14Ze =189.8JMPa(9)、节点区域系数Zh由文献【1】图12、16 Zh =2.46(10 )、重合度系数Z由式12、31,因 1,取 =1,故:=.1.703 =0-766Z =0.766(11 )、螺旋角系数 Z Z = , cos

24、 3=0.989Z - =0.989(12 )、接触最小安全系数 Sh min由表12、14,取SHmin =1.10Sh min =1.10(13 )、总工作时间 th th =10 365 8 =29200h(14 )、应力循环次数N L9NL1=0.23 X0NL1 =60rnth(式 12、12)=60 X1 X133 X29200 =0.23 X109, NL2巴=0.07 X09 iNl2=0.07 109(15)、接触寿命系数Zn由文献【1】图12、18 ZN1= 0.99;Zn2 =1.15Zn =0.99Zn2 =1.15(16)、许用接触应力二h及验算OH lim1 ZN1

25、710 X.=639Mpa1.10Oh1= sSH minOH lim2 Zn2580 X.15叽= 606MpaSH min1.10oh =Z eZ h Z 2KY2L曲=189.8 X2.46 X0.766bd1 卩2 X3.14 X3027704.241X3.2411373= 573Mpa 丫呻=0.75(5) 齿间载荷分配系数 Kfj由表 12、10注3知：-% = 3.703=3.133;前已求得 Kf =1.43.113 %丫 1.703 X0.694“故Kf a =1.4(6) 、齿向载何分布系数 KfB 由图 12、4;一 = 13.53; KFs =1.37Hh 2.25 X

26、4.53(7) 、载荷系数 K K =KAKvKK =1.35X1.1 X1.4 X.51 =3.14(8) 、弯曲疲劳极限af min由图12、13c得叶 lim1 =510Mpa,甲 lim2 =460Mpa(9) 、弯曲最小安全系数 SF min由表12、14知：SF min =1.259N L9(10) 、应力循环系数 Nl NJ =60rnth =0.23 X10 ; Nl2 = =0.07 X10i(11 )、弯曲寿命系数 YN由图 12、24;丫叫=0.96,Yn =0.95;(12) 、尺寸系数 Yx Yx由图 12、25, Yx =1.0F lim1YN1YX 510 X0.

27、 96 X ccrn叶=367Mpa(13) 、许用弯曲应力tFFminf lim2yn2Yx 460 X0.95 X1(tf2 = = 350MpaSF min1 .25Y=0.694Y=0.9KF =1.4Kf =1.37K=3.14cf lim 1 =510 Mpaof lim 2 = 460MpaSf min =1.25Nl =0.23 X109NL2 =0.07 X09Yn1 =0.96Yn2 =0.95Yx =1.0仃 F1=367MPaoF2】=350MPa计算及说明结果(14 )、验算咋=2kTl Yf Ys Y = 2 X3.14 802770 X2.53 X1.63 X0.

28、694 = 171 C 1 =102 X =27.66mm轴上有单个键槽，轴径应增 n1 584力口 3% 所以 d 27.66X( 1 + 3%)= 28.49 伽圆整取 d=30 伽3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：d1 =30mm,d2 =35mm,d3 =40mm (轴承)，d4 = 47m m d5 = 52m md6 = 47m m, d7 = 40mml1 =101mm l2 =72mm,l3 =18mm,l4 =172mm l5 =103mml6 =15m m l7 = 18m m4、强度校核(1 )、确定力点与支反力与求轴上作用力(图示附后)6 p611 64(2

29、)、齿轮上作用力 飞=9.55 106 = 9.55 106 = 190350N mmn1584l 2T1 2 X190350 Ft = 4094 ND93Ft tan ?n Fa =Ft tan B = 1095N,Fr = =1542Ncos Ba =171MPagcF2=165MPaf2da1 =146mm da2 = 454m m df1 =127mmdf2 =435m mh =9mmHB =217MP255MP%B =650Mpcts =360MpC =102T1 =190350N mmFt = 4094NFr = 1542NFa =1095NF 乂75(3) 、水平支反力 从上到下

30、第二幅图XMr2=0；Fri二 = 1000N；Fr2 =3094N232+75_一 Fq X439 Fa X46.6 - Fr X75(4) 、垂直面内的支反力从上到下第四幅图 FR1 =2661 N307F r2 = F ri + Fr F q =1562N(5)、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：M& = 232000N mmRmm(6) 、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为：Mr=291020N168177N 伽，117150N 伽(7) 、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为：M合=295772N 伽，259900N286544N 伽(8)

31、 、绘扭矩图 第七幅图 T =190350N mmM A = Jm A+(?TJ2,由表 16.3得 oB =650MP(9)、求当量弯矩 Ma、M；、M圆角.7? =0.59M1 =283172N mm,M 2 = 307767N mm2 =112307N mmMd =(0.59T1)(10)、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面IIdi下冷石=需需=37.5mm40mm/-符合要求d2.1ME=3|316376+283亘= 36$mm W47mm：符合要求2 X0.1W0283127 =37.2 eR23466取X =0.56,Y =1.68.则由文献【1】表18.8得冲击载荷系

32、数fd =1.0 d (XFr +YFa) =1.0 X0.56 X1542 +1.68 X1095) =2703N 轴承I比较危险PiL =106(60 n则Pii=R1 =2843N63& 二 (29.5 X10 )3 = 31890h 29200h605842843R = 6554 NR =5814N所以轴承符合强度要求HB =217MP(七)、中间轴的设计与强度校核1、选 材调质40Cr钢，HB =217255;由手册：cb=650MP , os=360MPC=1122、初估直径d1 pI” 18=112 X: = 49.06mm 圆整 d=50 mm n1 133 255MP(rB

33、=650Mp os =360Mp C =112计算及说明结果3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：d1 =50mm,d2 =60mm, d3 =65mm, d4 =68mm,d5 =60mm,d6 =50l1 =27mm,l2 =15mm,l3 =147mm,l4 =10mm,l5 =91mm,l6 =49.4、强度校核(1 )、确定力点与支反力与求轴上作用力(图示附后)6 P26 1118(2)、齿轮上作用力 T2 =9.55 10=9.55 10=802770N mm匕133匚 2T22 802770Ft = =11719Nd2137Ft = 4094NFa = Ft tan B=

34、2469N , Fa = Ft tan p= 1095NFt tan?n Fr = tn =4359Ncos BFt tan?n Fr = tn =1542 Ncos B(3) 、水平支反力 从上到下第二幅图亍Ft2 X210+Ft1 X80R2 = 0; Fr1 二 = 8926 N; Fr2 =6842 N102+130 +80(4) 、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图402 94137Fa X+Fr 102+130) + Fa X Fr X102Fr2 =22= 975 N102+130 + 80FR1 = Fr Fr +FR2 =4359 1542 +975 = 3792 N(5) 、绘水平弯矩图 第二幅图；(如下所示)(6) 、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图第五幅图(如下所示)(7) 、合成弯矩图 第六幅图(如下所示)(8) 、绘扭矩图 第七幅图 T = 802770 N mm (如下所示)(9) 、求当量弯矩Ma、MBM A = fM A +(?T2)2，由表 16.3得 % =650MP?=0.59MA =1096747N mm,M B =629412N mmFt =11719N Fr =4359N Fa = 2469NFt =4094NFr