减速机设计项目说明指导书.doc

课 程 设 计 课程名称 题目名称_ _学生学院 专业班级 学 号 学生姓名 指引教师 年 7月 11日目 录机械设计基本课程设计任务书.1一、传动方案拟定及阐明.3二、电动机选取.3三、计算传动装置运动和动力参数.4四、传动件设计计算.6五、轴设计计算.15六、滚动轴承选取及计算.23七、键联接选取及校核计算.26八、高速轴疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体构造尺寸计算表及附件选取.30十、润滑与密封方式选取、润滑剂选取.31参照资料目录题目名称学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计内容设计一带式运送机传动装置（见 图1）。设计内容应涉及：传动装置总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等设计计算和选取；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算阐明书编写。图2为参照传动方案。图1 带式运送机传动装置图2 参照传动方案二、课程设计规定与数据已知条件： 1运送带工作拉力： F = 2.6 kN； 2运送带工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直径： D = 320 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作状况：两班制，持续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：普通机械厂制造，小批量。三、课程设计应完毕工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计阐明书 1份。四、课程设计进程安排五、应收集资料及重要参照文献1 孙桓，陈作模. 机械原理M. 北京：高等教诲出版社，.2 濮良贵，纪名刚. 机械设计M. 北京：高等教诲出版社，.3 王昆，何小柏，汪信远. 机械设计/机械设计基本课程设计M. 北京：高等教诲出版社，1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。设计计算及阐明结果一、传动方案拟定及阐明传动方案给定为三级减速器（包括带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），阐明如下：为了预计传动装置总传动比范畴，以便选取适当传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒转速，即普通常选用同步转速为电动机作为原动机，因而传动装置总传动比约为16-23。依照总传动比数值，可采用任务书所提供传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选取1电动机类型和构造型式按工作规定和工作条件，选用普通用途Y132M-4吗系列三项异步电动机。它为卧式封闭构造2电动机容量1) 卷筒轴输出功率 2) 电动机输出功率d 传动装置总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间各传动机构和轴承效率。由参照书1表2-4查得：弹性联轴器；滚子轴承；圆柱齿轮传动；卷筒轴滑动轴承；V带传动=0.96则故 3电动机额定功率由1表20-1选用电动机额定功率4电动机转速为了便于选取电动机转速，先推算电动机转速可选范畴。由任务书中推荐减速装置传动比范畴，则电动机转速可选范畴为可见只有同步转速为3000r/min电动机均符合。选定电动机型号为Y132S2-2。重要性能如下表：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩Y132S2-27.5KW2900r/min2.02.25、计算传动装置总传动比并分派传动比1）、总传动比=24.29（符合2434）2)、分派传动比 假设V带传动分派传动比，则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比=二级减速器中：高速级齿轮传动比i低速级齿轮传动比三、计算传动装置运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即3各轴输入转矩T(Nm)将计算成果汇总列表备用。项目电动机高速轴中间轴低速轴N转速（r/min）29001450352119P 功率（kW）6.636.366.055.75转矩T(Nm)i传动比24.122.95效率0.950.980.97四、传动件设计计算1设计带传动重要参数。已知带传动工作条件：两班制（共16h），持续单向运转，载荷平稳，所需传递额定功率p=6.63kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容涉及选取带型号、拟定基准长度、根数、中心距、带材料、基准直径以及构造尺寸、初拉力和压轴力等等（由于之前已经按选取了V带传动，因此带设计按V带传动设计办法进行）1）、计算功率 =2)、选取V带型 依照、由图8-10机械设计p157选取A型带（d1=112140mm）3）、拟定带轮基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮基准直径，由（机械设计p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 由于5m/s19.0m/s90 包角满足条件（6）.计算带根数单根V带所能传达功率 依照=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw单根v带传递功率增量 已知A型v带，小带轮转速=2900r/min 转动比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw计算v带根数查表8-5得包角修正系数=0.96,表8-2得带长修正系数=0.99=(+)=(3.04+0.35) 0.960.99=5.34KWZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、计算单根V带初拉力和最小值500*+qVV=190.0N对于新安装V带,初拉力为:1.5=285N对于运转后V带,初拉力为:1.3=247N（8）计算带传动压轴力=2Zsin(/2)=754N（9）.带轮设计构造A.带轮材料为:HT200B.V带轮构造形式为:腹板式. C构造图 （略）2、齿轮传动设计 选取斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选取材料热解决方式依照工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算阐明(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质解决 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质解决 HB2=240HBS2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=20，则=，=204.12=82.4，取=83并初步选定15拟定公式中各计算数值a.由于齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选取Kt=1.6b.由图10-30选用区域系数Zh=2.425c.由图10-26查得，,则d.计算小齿轮转矩:。拟定需用接触应力e.由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式拟定传动尺寸,然后验算轮齿弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮为=550MPah.由式10-13计算应力循环次数i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96 =/S=540Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、计算（1）计算圆周速度:V=n1/60000=3.26m/s （2)计算齿宽B及模数B=d=1X42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmH=2.25=4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206（3）、计算纵向重叠度=0.318dtan=1.704（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式1010a 得 =46.22mm（6）、计算模数= Cos/Z1=2.232mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、依照纵向重叠度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数齿形系数 ，（4）、由1图10-5查得由表10-5 查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、计算大小齿轮，并比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数对比计算成果,为同步满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=46.22mm来计算应有数,于是有:取2mm；（7）、则，故取=22.则=90.64，取（8）、计算中心距 取a1=116mm（9）、拟定螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、拟定齿宽 取5）、构造设计。（略）配合背面轴设计而定低速轴齿轮计算1）、选取材料热解决方式（与前一对齿轮相似）(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质解决 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质解决 HB2=240HBS2）、取小齿轮=20，则=59 取=59，初步选定153）、按齿面接触强度计算:拟定公式中各计算数值a.由于齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选取Kt=1.6b.由图10-30选用区域系数c.由图10-26查得则d.计算小齿轮转矩：拟定需用接触应力e.由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式拟定传动尺寸,然后验算轮齿弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600MPa大齿轮为=550MPah.由式10-13计算应力循环系数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa4）、计算(1)、圆周速度:V=n1/60000=1.21m/s（2）、计算齿宽b及模数B=d=1X65.87=65.87mm=cos/ =3.18mmH=2.25=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、计算纵向重叠度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =70.48mm（5）计算模数= cos/=3.404mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a上式中b依照纵向重叠度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.85c计算当量齿数齿形系数 ，由1图10-5查得由图10-20C但得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.86,=0.89d计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。f法向模数对比计算成果,为同步满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=70.48mm来计算应有数,于是有:取2.5mm .则g中心距 取a1=138mmh拟定螺旋角 i计算大小齿轮分度圆直径:=J 齿宽 取4)、齿轮构造设计，（略）配合背面轴设计而定五、轴设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上齿轮啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴材料取与高速级小齿轮材料相似，40Cr，调质解决，查表15-31，取2）初算轴最小直径高速轴为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。由于带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=18.375mm。由机械设计手册表22-1-17查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=20mm高速轴工作简图如图(a)所示一方面拟定个段直径A段：=20mm 有轴最小直径算出）B段：=25mm，依照油封原则，选取毡圈孔径为25mmC段：=30mm，与轴承（圆锥滚子承30206）配合，取轴承内径D段：=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmE段：=45.58mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑根据课程设计指引书p116G段， =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径F段：=36mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mm第二、拟定各段轴长度A段：=1.6*20=32mm,圆整取=30mmB段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=28mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参照减速器装配草图设计p24）=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参照减速器装配草图设计p24）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮齿宽D段：=92mm，考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=92mm轴总长L=290mm两轴承间距离（不涉及轴承长度）S=174mm，2、轴设计计算1）、按齿轮轴设计，轴材料取与高速级小齿轮材料相似，40Cr，调质解决，查表15-31，取2）初算轴最小直径由于带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=27.325mm。依照减速器构造，轴最小直径应当设计在与轴承配合某些，初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm轴设计图如下：一方面，拟定各段直径A段:=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合F段：=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：=38mm，非定位轴肩B段：=48mm，非定位轴肩，与齿轮配合C段：=64.94mm，齿轮轴上齿轮分度圆直径D段：=50mm，定位轴肩然后拟定各段距离：A段： =29mm，考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘长度B段：=8mm,依照轴齿轮到内壁距离及其厚度C段：=75mm,依照齿轮轴上齿轮齿宽E段：=43mm，依照高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F段：=41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面距离D段：=9.5mm,由轴得出两轴承间距离（不涉及轴承长度）S=174mm减去已知长度 得出3、轴设计计算输入功率P=5.58KW,转速n =119r/min,T=460300Nmm轴材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110因此轴直径：=39.65mm。由于轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=44.408mm。由表13.1(机械设计课程设计指引书)选联轴器型号为LH3轴孔直径=45mm长度L=84mm轴设计图 如下：一方面，拟定各轴段直径A段：=45mm，与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：=60mm,非定位轴肩,h取2.5mmC段：=72mm,定位轴肩，取h=6mmD段：=68mm，非定位轴肩，h=6.5mmE段：=55mm，与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段：=60mm,按照齿轮安装尺寸拟定G段：=45mm，联轴器孔径然后、拟定各段轴长度A段：=46.5mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸B段：=68mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C段：=10mm，轴环宽度，取圆整值依照轴承（圆锥滚子轴承30211）宽度需要D段：=57.5mm,由两轴承间距减去已知长度拟定E段：=33mm，由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸F段：=65mm，考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：=84mm,联轴器孔长度轴校核计算,第一根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力： 垂直支反力：合成弯矩由图可知,危险截面在C右边W=0.1=9469=/W=14.49MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第二根轴求轴上载荷已知：设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：由材料力学知识可求得水平支反力： 垂直支反力：合成弯矩由图可知,危险截面在B右边W=0.1=33774=/W=5.98MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!第三根轴:求轴上载荷已知：设该齿轮齿向是右旋，受力如图：由材料力学知识可求得水平支反力： 垂直支反力：合成弯矩由图可知,危险截面在B右边 算得W=19300=/W=19.77MPa70MPa轴材料选用40Cr 查手册符合强度条件!六、滚动轴承选取及计算1.轴轴承 型号为30206圆锥滚子轴承1）计算轴承径向载荷：2）计算轴承轴向载荷 (查指引书p125) 30206圆锥滚子轴承基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：由于轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、2）计算轴承1、2当量载荷,取载荷系数由于由于， 因此取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命.故所选轴承合用。2轴轴承1）计算轴承径向载荷：2）计算轴承轴向载荷 (查指引书p125) 30206圆锥滚子轴承基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：由于轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2当量载荷,取载荷系数由于由于， N因此取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命29年.故所选轴承合用。2轴轴承1）计算轴承径向载荷：2）计算轴承轴向载荷 (查指引书p125) 30211圆锥滚子轴承基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5两轴承派生轴向力为：由于轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2当量载荷,取载荷系数由于由于， 因此取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天2班制.寿命26年.故所选轴承合用。七、键联接选取及校核计算钢铸铁1轴上与带轮相联处键校核键A1028，bhL=6620 单键键联接构成零件均为钢，=125MPa=125MPa满足设计规定2轴上大齿轮处键键 A1225，bhL=10836 单键键联接构成零件均为钢，=125MPa满足设计规定3轴上）联轴器处采用键A，bhL=14970 单键满足设计规定2）联接齿轮处采用A型键A 单键125Mpa满足设计规定八、高速轴疲劳强度校核 第一根轴构造如下：（1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩作用，又由于e2m 高速轴是齿轮轴，轴最小直径是按照扭转强度较为宽裕是拟定，因此A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度影响来看，E段左截面和E段右截面为齿轮轴啮合区域，引起应力集中最为严重，截面E左端面上应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种材料所受应力条件是同样，因此只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右侧：抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上扭矩T3为截面上弯曲应力截面上扭转应力轴材料为40Cr,调质解决。由表15-1查得：截面上理论应力系数按附表3-2查取。因经查之为：；又由附图3-1可查取轴材料敏性系数；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：皱眉通过表面硬化解决，即，则按式（3-12）及（3-12a）得到综合系数为：；有附图3-2尺寸系数由附图3-3扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由3-1及3-2得到40Cr特性系数则界面安全系数：故可懂得其右端面安全；同理可知：E段左端面校核为：抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上扭矩T3为截面上弯曲应力截面上扭转应力由表15-1查得：又由附图3-1可查取轴材料敏性系数；有附表3-8用插值法查得：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由3-1及3-2得到40Cr特性系数则界面安全系数：故E段左端截面左端面都安全！九、铸件减速器机体构造尺寸计算表及附件选取1、铸件减速器机体构造尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边沿距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件选取，在草图设计中选取涉及：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式选取、润滑剂选取)减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。参照资料目录1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教诲出版社，5月第7版2 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教诲出版社，5月第8版3 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指引书M北京：高等教诲出版社，8月第1版4 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，9月第1版5 刘锋，禹奇才主编. 工程力学材料力学某些M. 广州：华南理工大学出版社，8月第1版6 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学理论力学某些M. 广州：华南理工大学出版社，8月第1版=24.29=4.12=2.95V=19.0m/s=250mm=500mm=1600mm166V带取2根.=190.0N=754NV=3.26m/s=1.704K=2.001=46.222mma1=116mm=V=1.21m/sK=1.9602.5mm a1=138mm=69.64mm=206.36mm=20mmL=290mmS=174mm=30mm=45mm=14.49MPa =5.98MPa =19.77MPa