减速器课程设计

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1、资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 目 录 课程设计 ( 论文 ) 评阅表 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ Ⅰ 课程设计 ( 论文 ) 任务书 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ Ⅱ 1、 系统总体方案设计 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 1 1.1、 电动机选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 1 1.2、 传动装置运动及动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 1 2、 V 带传动的设计与计算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3 3、 传动零件的设计计算 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4

2、3.1、 高速级齿轮的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 4 3.2、 低速级齿轮的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 8 4、 轴的设计 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ ⋯⋯⋯ ⋯ ⋯⋯⋯ 12 4.1、 高速轴的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 12 4.2、 中间轴的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 14 4.、 低速轴的设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 17 5、 键的设计与校核⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 20 6、 滚动轴承的选择与校核 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 22 7、 箱体及各部位附属零件的设计 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

3、 ⋯ 24 设计总结与参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 27 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 计算与说明 主要结果 1 、 系统总体方案设计 1.1 电动机选择 ( 1) 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳 , 且在有粉尘的室内环境下工作 , 温度不超过 35℃, 因此可选用 Y 系列三相异步电动机 , 它具有国际互换性 , 有防止粉尘、 铁屑或其它杂物侵入 电动机内部的特点 ,

4、 B 级绝缘 , 工作环境也能满足要求。 而且结构简单、 价格低廉。 ( 2) 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率 : Pw = FV/(1000x0.96) =6300 2.3/(1000x0.96) (kw)=15.09 kw 传动系得总的效率 : a = 4 2 4 5 =0.85 1 2 3 1 带式输送机的传动效率 ，取 0.96 2 滚动轴承效率 , 取 0.99 3 7级精度齿轮传动的效率 ，取 0.98.(查[ 2]表1 7） 4

5、 联轴器的效率，取 0.99 4 滚筒传动的效率，取 0.97 电动机所需的功率为 : Pd=Pw/n=15.09/0.85= 17.75kw 由题意知 , 选择 Y200L1-6 比较合理 , 额定功率 Pd =17.75kw, 满载转速 970r/min. 。  Pw=15.09kw 0.85 Pd=17.75kw 1.2 传动装置运动及动力参数

6、计算 ( 1) 各传动比的计算 卷筒的转速 nw 60vw /( dw ) 60 2.3 /(3.14 0.4) r / min 109.87r / min nw 109.87r / min 总传动比 : i nm / nw 970 /109.87 8.83 i 8.83 取 V 带的传动比为 : i d 2.5 则减速器的传动比为 : i i / id 8.83 / 2.5 3.53 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 齿轮传动比 : i1 1

7、.3 i 1.3 3.53 2.14 ; i1 2.14 2、 V 带传动的设计与计算 ( 1) 确定计算功率 Pca 由表 8-7 查得工作情况系数 KA=1.1, 故 Pca=KAP=1.1 17.75kw=19.525kw ( 2) 选择 V 带的型号 根据 Pca、 n 由图 8-10 选用 B 型。 一、 初始条件 传动功率 P 为: 7.56(kW) 主动轴转速 n1 为: 1000(r/min) 从动轴转速 n2 为

8、: 500(r/min) 传动比 i: 2 二、 选定带型和基准直径 设计功率 Pd:8.77(kW) 带型 :SPA 型 小带轮基准直径 dd1:118(mm) 小带轮基准直径 dd2:236(mm) 三、 轴间距的确定 初定轴间距 a0:700(mm) 所需基准长度 Ld: (mm) 实际轴间距 a:719(mm) 四、 额定功率及增量的确定 单跟 V 带传递的额定功率 P1:2.8(kW) 传动比 i ≠ 1 的额定功率增量 P1:0.5(kW) 五、 带速、 包角和 V 带

9、根数 带速 v:6.18(m/s) 小带轮包角α :170.6( ) V 带的根数 z :3 六、 各项力的计算 V 带每米长的质量 m:0.12(kg/m) 单跟 V 带的预紧力 Fo:365.33(N) 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 作用在轴上得力 Fr :2184.61(N) d2=330mm 3、 传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动 , 且所受的负载且小 , 其失效形式主要是点蚀 , 故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。 对于两级传

10、动的齿轮可设计为 : 运输机要求的速度为 1.1m/s, 速度不高 , 故选用 7 级精度的直齿 轮。 材料的选择 : 由[1] 表 10-1 选择两个小齿轮材料为 40Cr( 调质 ) , 硬度为 280HBS, 两个大齿轮材料为 45 钢 ( 调质 ) , 硬度为 240HBS, 二者材料硬度差为 40HBS。  L0=1941.675mm a=629.2mm 3.1 低速级齿轮的设计 =162 渐开线圆柱齿轮传动设计报告 一、 设计信息 设计者 Name=09922119

11、 Z=5 设计单位 Comp=099221 设计日期 Date= /11/29 设计时间 Time=15:30:33 传递功率 P=15(kW) 传递转矩 T=147.66(N m) 齿轮 1 转速 n1=970(r/min) 齿轮 2 转速 n2=323.33(r/min) 传动比 i=3 预定寿命 H=10000( 小时 ) 原动机载荷特性 SF=轻微振动 工作机载荷特性 WF=均匀平稳 结构形式 ConS=闭式 齿轮 1 布置形式 ConS1=对称布置 齿轮 2 布置形

12、式 ConS2=对称布置 齿面啮合类型 GFace=硬齿面 热处理质量级别 Q=ML 齿轮 1 材料及热处理 Met1=45<表面淬火 > 齿轮 1 极限应力类别 MetType1=11 齿轮 1 材料类别 MetN1=0 齿轮 1 硬度取值范围 HBSP1=45～50 齿轮 1 硬度 HBS1=48 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 齿轮 齿轮 齿轮 齿轮 齿轮 齿轮 齿轮  2 材料及热处理 Met2=45<表面淬火 >

13、2 极限应力类别 MetType2=11 2 材料类别 MetN2=0 2 硬度取值范围 HBSP2=45～50 2 硬度 HBS2=48 1 接触强度极限应力 σ Hlim1=960.0(MPa) 1 抗弯疲劳基本值 σFE1=480.0(MPa) 齿轮 齿轮 齿轮 齿轮  1 接触疲劳强度许用值 [ σ H]1=0.0(MPa) 1 弯曲疲劳强度许用值 [ σ F]1=0.0(MPa) 2 接触强度极限应力 σ Hlim2=960.0(MPa) 2 抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0(MPa)

14、 齿轮 2 接触疲劳强度许用值 [ σ H]2=0.0(MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度许用值 [ σ F]2=0.0(MPa) 接触强度用安全系数 SHmin=1.00 弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40 接触强度计算应力 σ H=0.0(MPa) 接触疲劳强度校核 σ H≤ [ σ H]=满足 齿轮 1 弯曲疲劳强度计算应力 σF1=0.0(MPa) 齿轮 2 弯曲疲劳强度计算应力 σF2=0.0(MPa) 齿轮 1 弯曲疲劳强度校核 σ F1≤[ σF]1= 满足 齿轮 2 弯曲疲劳强度校核 σ F2≤[ σF]2= 满

15、足 齿轮 1 第Ⅰ组精度 JD11=7 齿轮 1 第Ⅱ组精度 JD12=7 齿轮 1 第Ⅲ组精度 JD13=7 齿轮 2 第Ⅰ组精度 JD21=7 齿轮 2 第Ⅱ组精度 JD22=7 齿轮 2 第Ⅲ组精度 JD23=7 齿轮 1 齿厚上偏差 JDU1=F 齿轮 1 齿厚下偏差 JDD1=L 齿轮 2 齿厚上偏差 JDU2=F 齿轮 2 齿厚下偏差 JDD2=L 齿轮 1 齿数 Z1=19 齿轮 1 变位系数 X1=0.00 齿轮 1 齿宽 B1=33.364(mm) 齿轮 1 齿宽系数 Φd

16、1=0.439 齿轮 2 齿数 Z2=55 齿轮 2 变位系数 X2=0.00 齿轮 2 齿宽 B2=33.364(mm) 齿轮 2 齿宽系数 Φd2=0.152 齿宽最小值 Bmin=33.364(mm) 模数 ( 法面模数 ) Mn=4(mm) 端面模数 Mt=4.00000(mm) 螺旋角 β=0.00000( 度) 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 总变位系数 Xsum=0.000 标准中心距 A0=148.00000(mm) 实际中心距 A=148.00000(mm)

17、 齿数比 U=2.89474 齿顶高系数 ha*=1.00 顶隙系数 c*=0.25 压力角 α*=20( 度 ) 端面齿顶高系数 ha*t=1.00000 端面顶隙系数 c*t=0.25000 端面压力角 α *t=20.0000000( 度) 端面啮合角 α t=20.0000001( 度) 刀具基本齿廓齿顶高 1 Hao1=(mm) 刀具基本齿廓齿顶高 2 Hao2=(mm) 刀具齿顶圆半径 1 Pao1=(mm) 刀具齿顶圆半径 2 Pao2=(mm) 两齿轮齿宽差 dB=(mm) 基圆柱螺旋角

18、 βb=0.0000000( 度) 齿轮 1 当量齿数 Zv1=19.00000 齿轮 1 端面变位系数 Xt1=0.00000 齿轮 2 当量齿数 Zv2=55.00000 齿轮 2 端面变位系数 Xt2=0.00000 端面总变位系数 Xsumt=0.00000 齿轮 1 分度圆直径 d1=76.00000(mm) 齿轮 1 齿顶圆直径 da1=84.00000(mm) 齿轮 1 齿根圆直径 df1=66.00000(mm) 齿轮 1 基圆直径 db1=71.41664(mm) 齿轮 1 节圆直径 dc1=76.0000

19、0(mm) 齿轮 1 齿顶高 ha1=4.00000(mm) 齿轮 1 齿根高 hf1=5.00000(mm) 齿轮 1 全齿高 h1=9.00000(mm) 齿轮 1 齿顶压力角 α at1=31.766780( 度) 齿轮 2 分度圆直径 d2=220.00000(mm) 齿轮 2 齿顶圆直径 da2=228.00000(mm) 齿轮 2 齿根圆直径 df2=210.00000(mm) 齿轮 2 基圆直径 db2=206.73238(mm) 齿轮 2 节圆直径 dc2=220.00000(mm) 齿轮 2 齿顶高 ha2=4

20、.00000(mm) 齿轮 2 齿根高 hf2=5.00000(mm) 齿轮 2 全齿高 h2=9.00000(mm) 齿轮 2 齿顶压力角 α at2=24.943928( 度) 中心距变动系数 yt=0.00000 齿高变动系数 △yt=0.00000 端面重合度 εα =1.65726 纵向重合度 εβ =0.00000 资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 总重合度 ε=1.65726 齿轮 1 分度圆弦齿厚 sh1=6.27603(mm) 齿轮 1 分度圆弦齿高 hh1=4.129

21、79(mm) 齿轮 1 固定弦齿厚 sch1=5.54819(mm) 齿轮 1 固定弦齿高 hch1=2.99023(mm) 齿轮 1 公法线跨齿数 K1=3 齿轮 1 公法线长度 Wk1=30.58573(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿厚 sh2=6.28233(mm) 齿轮 2 分度圆弦齿高 hh2=4.04486(mm) 齿轮 2 固定弦齿厚 sch2=5.54819(mm) 齿轮 2 固定弦齿高 hch2=2.99023(mm) 齿轮 2 公法线跨齿数 K2=7 齿轮 2 公法线长度 Wk2=79.83663

22、(mm) 齿形做特殊处理 Zps= 特殊处理 齿面经表面硬化 Zas= 不硬化 齿形 Zp=一般 润滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量点馈 Us=不允许 小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤ 6μ m(Ra≤1μm) 载荷类型 Wtype=静载荷 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm(Ra≤ 2.6 μm) 刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn＝1.25, Pao/Mn ＝0.38圆周力 Ft=0(N) 齿轮线速度 V=(m/s) 使用系数 Ka=1.100 动载系数 Kv=0 齿向载荷分布系数

23、 KHβ=0 综合变形对载荷分布的影响 K β s= 安装精度对载荷分布的影响 K β m= 齿间载荷分布系数 KHα=0 节点区域系数 Zh=0 材料的弹性系数 ZE=0 接触强度重合度系数 Z ε = 接触强度螺旋角系数 Z β = 重合、 螺旋角系数 Z εβ =0 接触疲劳寿命系数 Zn=0 润滑油膜影响系数 Zlvr=0 工作硬化系数 Zw=0 接触强度尺寸系数 Zx=0 齿向载荷分布系数 KFβ=0 齿间载荷分布系数 KFα=0 抗弯强度重合度系数 Y ε =0 抗弯强度螺旋角系数 Y β =0 抗弯强度重合、 螺旋角系数 Y εβ =0