(1)F=1500_v=1.5_D=300_8小時300天10年(V帶-一級直齒圓柱-聯(lián)軸器)(高上低下)(2)

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減速器設計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 目 錄 第一章 設計任務書 1 1.1設計題目 1 1.2工作情況 1 1.3設計數(shù)據(jù) 1 第二章 傳動裝置總體設計方案 1 2.1傳動方案 1 2.2該方案的優(yōu)缺點 1 第三章 選擇電動機 2 3.1電動機類型的選擇 2 3.2確定傳動裝置的效率 2 3.3選擇電動機容量 2 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4 第四章 動力學參數(shù)計算 4 4.1V帶設計計算 6 第五章 減速器齒輪傳動設計計算 10 5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 10 5.2按齒面接觸疲勞強度設計 10 5.3確定傳動尺寸 13 5.4校核齒根彎曲疲勞強度 13 5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 15 5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 16 第六章 軸的設計 17 6.1高速軸設計計算 17 6.2低速軸設計計算 22 第七章 滾動軸承壽命校核 28 7.1高速軸上的軸承校核 28 7.2低速軸上的軸承校核 29 第八章 鍵聯(lián)接設計計算 30 8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 30 8.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 30 8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 31 第九章 聯(lián)軸器的選擇 31 9.1低速軸上聯(lián)軸器 31 第十章 減速器的密封與潤滑 32 10.1減速器的密封 32 10.2齒輪的潤滑 32 10.3軸承的潤滑 32 第十一章 減速器附件 33 11.1油面指示器 33 11.2通氣器 34 11.3放油塞 34 11.4窺視孔蓋 35 11.5定位銷 36 11.6起蓋螺釘 37 11.7起吊裝置 38 第十二章 減速器箱體主要結構尺寸 39 第十三章 設計小結 41 第十四章 參考文獻 41 第一章 設計任務書 1.1設計題目 1.2工作情況 每天工作小時數(shù)：8小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。 1.3設計數(shù)據(jù) 拉力F 1500N 速度v 1.5m/s 直徑D 300mm 第二章 傳動裝置總體設計方案 2.1傳動方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。 2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機 第三章 選擇電動機 3.1電動機類型的選擇 按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。 3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：η1=0.99 滾動軸承的效率：η2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：η3=0.97 V帶的效率：ηv=0.96 工作機的效率：ηw=0.96 ηa=η1η23η3ηvηw=0.990.9930.970.960.96=0.859 3.3選擇電動機容量 工作機所需功率為 Pw=FV1000=15001.51000=2.25kW 電動機所需額定功率: Pd=Pwηa=2.250.859=2.62kW 工作轉速： nw=601000VπD=6010001.5π300=95.49r╱min 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2～4，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：3～5，因此理論傳動比范圍為：6～20?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=ianw=(6～20)95.49=573--1910r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S-6的三相異步電動機，額定功率Pen=3kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。 方案 電機型號 額定功率(kW) 同步轉速(r/min) 滿載轉速(r/min) 1 Y132M-8 3 750 710 2 Y132S-6 3 1000 960 3 Y100L2-4 3 1500 1430 4 Y100L-2 3 3000 2870 圖3-2 電機尺寸 中心高 外形尺寸 地腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 鍵部位尺寸 H LHD AB K DE FG 132 475315 216140 12 3880 1033 3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為： ia=nmnw=96095.49=10.053 （2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2.5 減速器傳動比為 i1=iaiv=4.02 第四章 動力學參數(shù)計算 （1）各軸轉速： 高速軸：nⅠ=n0i0=9602.5=384r╱min 低速軸：nⅡ=nⅠi1=3844.02=95.52r╱min 工作機軸：nⅢ=nⅡ=95.52r╱min （2）各軸輸入功率： 高速軸：PⅠ=P0ηv=2.620.96=2.52kW 低速軸：PⅡ=PⅠη2η3=2.520.990.97=2.42kW 工作機軸：PⅢ=PⅡη1η2η2ηw=2.420.990.990.990.96=2.25kW 則各軸的輸出功率： 高速軸：PⅠ=PⅠ0.99=2.49kW 低速軸：PⅡ=PⅡ0.99=2.4kW 工作機軸：PⅢ=PⅢ0.99=2.23kW （3）各軸輸入轉矩： 電機軸：T0=9550P0n0=95502.62960=26.06N?m 高速軸：TⅠ=9550PⅠnⅠ=95502.52384=62.67N?m 低速軸：TⅡ=9550PⅡnⅡ=95502.4295.52=241.95N?m 工作機軸：TⅢ=9550PⅢnⅢ=95502.2595.52=224.95N?m 則各軸輸出轉矩： 高速軸：TⅠ=9550PⅠnⅠ=95502.49384=61.93N?m 低速軸：TⅡ=9550PⅡnⅡ=95502.495.52=239.95N?m 工作機軸：TⅢ=9550PⅢnⅢ=95502.2395.52=222.95N?m 各軸轉速、功率和轉矩列于下表 軸名稱 轉速n/(r/min) 功率P/kW 轉矩T/(N?m) 電機軸 960 2.62 26.06 高速軸 384 2.52 62.67 低速軸 95.52 2.42 241.95 工作機軸 95.52 2.25 224.95 4.1V帶設計計算 1.確定計算功率Pca 由表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1，故 Pca=KAP=12.62=2.62kW 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、n1由圖8-11選用A型。 3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑dd1=75mm。 2）驗算帶速v。按式（8-13）驗算帶的速度 v=πdd1n601000=π75960601000=3.77ms-1 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑 dd2=idd1=2.575=187.5mm 根據(jù)表8-9，取標準值為dd2=180mm。 4.確定V帶的中心距a和基準長Ld度 根據(jù)式（8-20），初定中心距a0=380mm。 由式（8-22）計算帶所需的基準長度 Ld0=2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2380+π275+180+180-7524380≈1168mm 由表選帶的基準長度Ld=1100mm。 按式（8-23）計算實際中心距a。 a≈a0+Ld-Ld02=380+1100-11682≈346mm 按式（8-24）,中心距的變化范圍為330--379mm。 5.驗算小帶輪的包角αa α1≈180-dd2-dd157.3a≈180-180-7557.3346=162.61>120 6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=0.51kW。 根據(jù)n1=960r/min，i=2.5和A型帶，查表8-5得△P0=0.112kW。 查表8-6得Kα=0.955，表8-2得KL=0.91，于是 Pr=P0+△P0KαKL=0.51+0.1120.9550.91=0.541kW 2）計算帶的根數(shù)z z=PcaPr=2.620.541≈4.84 取5根。 7.計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m，所以 F0=5002.5-KαPcaKαzv+qv2=5002.5-0.9552.620.95553.77+0.1053.772=113.92N 8.計算壓軸力Fp FQ=2zF0sinα12=25F0sin162.612=1126.11N 9.帶輪結構設計 1）小帶輪的結構設計 小帶輪的軸孔直徑d=38mm 因為小帶輪dd1=75 小帶輪結構選擇為實心式。 因此小帶輪尺寸如下： d1=2.0d=2.038=76mm da=dd+2ha=75+22.75=80.5mm B=z-1e+2f=5-115+29=78mm 輪轂直徑 dk=1.8～2d=68～76=76mm 因為L=2.0d24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 7.2低速軸上的軸承校核 軸承型號 內(nèi)徑d(mm) 外徑D(mm) 寬度B(mm) 基本額定動載荷(kN) 6209 45 85 19 31.5 根據(jù)前面的計算，選用6209深溝球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=31.5kN，額定靜載荷C0r=20.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=24000h。 由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力： Fr1=FNH12+FNV12=1152.142+419.342=1226.08N Fr2=FNH22+FNV22=1152.142+419.342=1226.08N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11226.08+00=1226.08N Pr2=X2Fr2+Y2Fa2=11226.08+00=1226.08N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式 Lh=10660nftCrfpPr3=25656.08h>24000h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。 第八章 鍵聯(lián)接設計計算 8.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長32mm。 鍵的工作長度 l=L-b=24mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4Thld=29MPa<σp=60MPa 8.2低速軸與大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作長度 l=L-b=26mm 大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4Thld=86MPa<σp=120MPa 8.3低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=60mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應力 σp=4Thld=53MPa<σp=120MPa 第九章 聯(lián)軸器的選擇 9.1低速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉矩Tc=KT=1.3241.95=314.53N?m （2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉矩Tn=1250N?m，許用轉速[n]=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L=82mm。從動端孔直徑d=32mm，軸孔長度L=82mm。 Tc=314.53N?m1.2δ 12mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 △2 >δ 12.5mm 箱蓋、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85δ1、m≈0.85δ 8mm、8mm 高速軸承端蓋外徑 D1 D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑 112mm 低速軸承端蓋外徑 D2 D+(5～5.5)d3；D--軸承外徑 125mm 第十三章 設計小結 通過這次對一級直齒圓柱減速器的設計，使我們真正的了解了機械設計的概念，在這次設計過程中，反反復復的演算一方面不斷的讓我們接進正確，另一方面也在考驗我們我們的耐心，思維的嚴密性和做研究的嚴謹性。我想這也是這次設計我們是應該達到的。這些讓我感受頗深。通過幾周的設計實踐，我們真正感受到了設計過程的謹密性，為我們以后的工作打下了一定的基礎。機械設計是機械這門學科的基礎的基礎，是一門綜合性較強的技術課程，他融匯了多門學科中的許多知識，例如，《機械設計》，《材料力學》，《工程力學》，《機械設計課程設計》等，我們對先前學的和一些未知的知識都有了新的認識。也讓我們認識到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識內(nèi)涵，同時，也非常感謝老師對我們悉心的指導，得已讓我們能更好的設計。 第十四章 參考文獻 [1] 濮良貴.機械設計第九版.西北工業(yè)大學出版社 [2] 吳宗澤.機械設計課程設計手冊第4版.高等教育出版社 [3] 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京機械工業(yè)出版社，2004 [4] 周開勤主編.機械零件手冊（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 [5] 龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊（第三版） [6] 徐灝主編.機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1991 44