机械专业课程设计级减速器设计项目说明指导书.doc

机械课程设计目 录一 课程设计书 2二 设计规定 2三 设计环节 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机选取 43. 拟定传动装置总传动比和分派传动比 54. 计算传动装置运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮设计 87. 滚动轴承和传动轴设计 198. 键联接设计 269. 箱体构造设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31五 参照资料 32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运送机上两级展开式圆柱齿轮减速器.运送机持续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(涉及其支承轴承效率损失),减速器小批量生产,有效期限8年(300天/年),两班制工作,运送容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一： 题号 参数12345运送带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运送带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（mm）250250250300300二. 设计规定1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计阐明书一份。三. 设计环节1. 传动装置总体设计方案2. 电动机选取3. 拟定传动装置总传动比和分派传动比4. 计算传动装置运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮设计7. 滚动轴承和传动轴设计8. 键联接设计9. 箱体构造设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1.传动装置总体设计方案:1. 构成：传动装置由电机、减速器、工作机构成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，规定轴有较大刚度。3. 拟定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设立在高速级。 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)初步拟定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选取V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置总效率0.960.970.960.759；为V带效率,为第一对轴承效率，为第二对轴承效率，为第三对轴承效率，为每对齿轮啮合传动效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机选取电动机所需工作功率为： PP/19001.3/10000.7593.25kW，执行机构曲柄转速为n=82.76r/min，经查表按推荐传动比合理范畴，V带传动传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范畴为i16160，电动机转速可选范畴为nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定型号为Y112M4三相异步电动机，额定功率为4.0额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参照价格元传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1781236 8010 413.拟定传动装置总传动比和分派传动比（1） 总传动比由选定电动机满载转速n和工作机积极轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/82.7617.40（2） 分派传动装置传动比式中分别为带传动和减速器传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.3，则减速器传动比为17.40/2.37.57依照各原则，查图得高速级传动比为3.24，则2.334.计算传动装置运动和动力参数（1）各轴转速 1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.33=82.93 r/min=82.93 r/min（2）各轴输入功率3.250.963.12kW23.120.980.952.90kW22.970.980.952.70kW24=2.770.980.972.57kW则各轴输出功率：0.98=3.06 kW0.98=2.84 kW0.98=2.65kW0.98=2.52 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴输出转矩=9550 =95503.25/1440=21.55 N因此： =21.552.30.96=47.58 Nm=47.583.240.980.95=143.53 Nm=143.532.330.980.95=311.35Nm=311.350.950.97=286.91 Nm输出转矩：0.98=46.63 Nm0.98=140.66 Nm0.98=305.12Nm0.98=281.17 Nm运动和动力参数成果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936.齿轮设计（一）高速级齿轮传动设计计算 齿轮材料，热解决及精度考虑此减速器功率及现场安装限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热解决 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=iZ=3.2424=77.76 取Z=78. 齿轮精度按GB/T100951998，选取7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动重要尺寸按齿面接触强度设计拟定各参数值:试选=1.6查课本图10-30 选用区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =60626.091（283008）=1.442510hN= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得：=1T=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610N.m3.设计计算小齿轮分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=49.53mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01计算纵向重叠度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1依照,7级精度，查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查课本由表10-13得：K=1.35查课本由表10-3 得：K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得分度圆直径d=d=49.53=51.73计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度设计公式 拟定公式内各计算数值 小齿轮传递转矩48.6kNm 拟定齿数z由于是硬齿面，故取z24，zi z3.242477.76传动比误差 iuz/ z78/243.25i0.0325，容许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596 Y1.774 重叠度系数Y端面重叠度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609由于/cos，则重叠度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重叠度 1.825,Y10.78 计算大小齿轮 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60271.4718300286.25510大齿轮应力循环次数N2N1/u6.25510/3.241.930510查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=2mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d=51.73来计算应有齿数.于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.2425=81 几何尺寸计算计算中心距 a=109.25将中心距圆整为110按圆整后中心距修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮分度圆直径d=51.53d=166.97计算齿轮宽度B=圆整 （二） 低速级齿轮传动设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.3330=69.9 圆整取z=70. 齿轮精度按GB/T100951998，选取7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 拟定公式内各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选用区域系数Z=2.45试选,查课本由图10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数N=60njL=60193.241(283008)=4.4510 N=1.9110由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限,大齿轮接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98550/1=517540.5查课本由表10-6查材料弹性影响系数Z=189.8MP选用齿宽系数 T=95.510=95.5102.90/193.24=14.3310N.m =65.712. 计算圆周速度 0.6653. 计算齿宽b=d=165.71=65.714. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重叠度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮设计,查表选用各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=11.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算分度圆直径d=d=65.71计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m拟定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递转矩143.3kNm（2） 拟定齿数z由于是硬齿面，故取z30，zi z2.333069.9传动比误差 iuz/ z69.9/302.33i0.0325，容许（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数KKK K K K=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos70/ cos1274.797由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y轴向重叠度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮,并加以比较 大齿轮数值大,选用大齿轮尺寸设计计算. 计算模数对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数m不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，按GB/T1357-1987圆整为原则模数,取m=3mm但为了同步满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d=72.91来计算应有齿数.z=27.77 取z=30z=2.3330=69.9 取z=70 初算重要尺寸计算中心距 a=102.234将中心距圆整为103 修正螺旋角=arccos因值变化不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=61.34d=143.12 计算齿轮宽度圆整后取 低速级大齿轮如上图：V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)3.12 2.902.702.574. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)47.58143.53311.35286.915. 带轮重要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带根数z90224471140057.传动轴承和传动轴设计1. 传动轴承设计. 求输出轴上功率P，转速，转矩P=2.70KW =82.93r/min=311.35Nm. 求作用在齿轮上力已知低速级大齿轮分度圆直径为 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=4348.160.246734=1072.84N圆周力F，径向力F及轴向力F方向如图示:. 初步拟定轴最小直径先按课本15-2初步估算轴最小直径,选用轴材料为45钢,调质解决,依照课本取输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径,为了使所选轴与联轴器吻合,故需同步选用联轴器型号查课本,选用由于计算转矩不大于联轴器公称转矩,因此查机械设计手册选用LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器孔径. 依照轴向定位规定拟定轴各段直径和长度 为了满足半联轴器规定轴向定位规定,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故-长度应比 略短某些,现取 初步选取滚动轴承.因轴承同步受有径向力和轴向力作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作规定并依照,由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组 原则精度级单列角接触球轴承7010C型.DB轴承代号 45851958.873.27209AC 45851960.570.27209B 451002566.080.07309B 50 80 16 59.270.97010C 50 80 16 59.270.97010AC 50 90 20 62.477.77210C 2. 从动轴设计 对于选用单向角接触球轴承其尺寸为,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处轴段;齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖构造设计而定) .依照轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂规定,取端盖外端面与半联轴器右端面间距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间距离c=20.考虑到箱体锻造误差,在拟定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初步拟定了轴各端直径和长度.5. 求轴上载荷 一方面依照构造图作出轴计算简图，拟定顶轴承支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型角接触球轴承,a=16.7mm,因而,做为简支梁轴支承跨距. 传动轴总体设计构造图: (从动轴) (中间轴) (积极轴) 从动轴载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴强度依照=前已选轴材料为45钢，调质解决。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精准校核轴疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。因此A B无需校核.从应力集中对轴疲劳强度影响来看,截面和处过盈配合引起应力集中最严重,从受载来看,截面C上应力最大.截面应力集中影响和截面相近,但是截面不受扭矩作用,同步轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,并且这里直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章附录可知,键槽应力集中较系数比过盈配合小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面右侧弯矩M为 截面上扭矩为 =311.35截面上弯曲应力截面上扭转应力 =轴材料为45钢。调质解决。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26因此 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 因此它是安全截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧弯矩M为 M=133560截面上扭矩为 =295截面上弯曲应力 截面上扭转应力 =K=K=因此 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 因此它是安全8.键设计和计算选取键联接类型和尺寸普通8级以上精度尺寸齿轮有定心精度规定，应用平键.依照 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都适当取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-19799.箱体构造设计减速器箱体采用锻造（HT200）制成，采用剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件润滑，密封散热。因其传动件速度不大于12m/s，故采用侵油润油，同步为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体构造有良好工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简朴，拔模以便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区位置，并有足够空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其她部件接近一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因而油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。油尺安顿部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上螺纹长度要不不大于机盖联结凸缘厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体.减速器机体构造尺寸如下：名称符号计算公式成果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指引书表4342218，至凸缘边沿距离查机械课程设计指引书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，由于传动装置属于轻型，且传速较低，因此其速度远远不大于，因此采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中50号润滑，装至规定高度.油深度为H+ H=30 =34因此H+=30+34=64其中油粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封表面要通过刮研。并且，凸缘联接螺柱之间距离不适当太大，国150mm。并匀均布置，保证某些面处密封性。11.联轴器设计1.类型选取.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=.5查课本,选用因此转矩 由于计算转矩不大于联轴器公称转矩,因此查机械设计手册选用LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm