机械设计减速器设计说明书.doc

东海科学技术学院课程设计成果说明书题 目：机械设计减速器设计说明书院 系：机电工程系学生姓名：专 业：机械制造及其自动化班 级：C15机械一班指导教师：起止日期：201712.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表 2017 2018 学年 第 一 学期系（院、部） 班级 专业 学生姓名(学 号) 课程设计名 称题 目指导教师评语指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩评定答辩小组教师签名： 年 月 日设计任务书一、初始数据 设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计目 录第一部分 设计任务书.3第二部分 传动装置总体设计方案.6第三部分 电动机的选择.6 3.1 电动机的选择.6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.7第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.8第五部分 V带的设计.9 5.1 V带的设计与计算.9 5.2 带轮的结构设计.12第六部分 齿轮传动的设计.14第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 输入轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.26第八部分 键联接的选择及校核计算.34 8.1 输入轴键选择与校核.34 8.2 输出轴键选择与校核.35第九部分 轴承的选择及校核计算.35 9.1 输入轴的轴承计算与校核.35 9.2 输出轴的轴承计算与校核.36第十部分 联轴器的选择.37第十一部分 减速器的润滑和密封.38 11.1 减速器的润滑.38 11.2 减速器的密封.39第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.3912.1 减速器附件的设计及选取 .3912.2 减速器箱体主要结构尺寸.45设计小结.48参考文献.48设 计 及 说 明结 果第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率ha=h1h23h3h4h5=0.960.9930.970.990.96=0.859h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的转速n:n=33r/min工作机的功率pw:pw= 5.18 KW电动机所需工作功率为:pd= 6.03 KW设 计 及 说 明结 果工作机的转速为:n = 33 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=26，则总传动比合理范围为ia=424，电动机转速的可选范围为nd = ian = (424)33 = 132792r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160L-8的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG160mm64538525425415mm4211012373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:设 计 及 说 明结 果ia=nm/n=720/33=21.82（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:i=ia/i0=21.82/4=5.46第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min输出轴：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min工作机轴：nIII = nII = 32.97 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pdh1 = 6.030.96 = 5.79 KW输出轴：PII = PIh2h3 = 5.790.990.97 = 5.56 KW工作机轴：PIII = PIIh2h4 = 5.560.990.99 = 5.45 KW则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 5.73 KW输出轴：PII = PII0.99 = 5.5 KW工作机轴：PIII = PIII0.99 = 5.4 KW(3)各轴输入转矩:设 计 及 说 明结 果输入轴：TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = 79.98 Nm 所以：输入轴：TI = Tdi0h1 = 79.9840.96 = 307.12 Nm输出轴：TII = TIih2h3 = 307.125.460.990.97 = 1610.3 Nm工作机轴：TIII = TIIh2h4 = 1610.30.990.99 = 1578.26 Nm 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 304.05 Nm输出轴：TII = TII0.99 = 1594.2 Nm工作机轴：TIII = TIII0.99 = 1562.48 Nm第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.26.03 kW = 7.24 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用B型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v设 计 及 说 明结 果 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 140 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度5.28 m/s 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z设 计 及 说 明结 果 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。 根据nm = 720 r/min，i0 = 4和B型带，查表得DP0 = 0.23 kW。 查表得Ka = 0.87，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.68 + 0.23)0.870.99 kW = 1.65 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39 取5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以F0 = = = 261.64 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 25261.64sin(131.5/2) = 2384.91 N设 计 及 说 明结 果9.主要设计结论带型B型根数5根小带轮基准直径dd1140mm大带轮基准直径dd2560mmV带中心距a496mm带基准长度Ld2180mm小带轮包角1131.5带速5.28m/s单根V带初拉力F0261.64N压轴力Fp2384.91N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算设 计 及 说 明结 果代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 42mm42mm分度圆直径dd1140mmdadd1+2ha140+23.5147mmd1(1.82)d(1.82)4284mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)4284mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图设 计 及 说 明结 果 2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 37mm37mm分度圆直径dd1560mmdadd1+2ha560+23.5567mmd1(1.82)d(1.82)3774mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)3774mm第六部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 28，大齿轮齿数z2 = 285.46 = 152.88，取z2= 153。（4）压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即设 计 及 说 明结 果1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1 = 307.12 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos28cos20/(28+21) = 28.72aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos153cos20/(153+21) = 21.943端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 28(tan28.72-tan20)+153(tan21.943-tan20)/2 = 1.767重合度系数：Ze = = = 0.863计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =6018011025038 = 6.48108设 计 及 说 明结 果大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48108/5.46 = 1.19108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 506 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 85.213 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 0.8 m/s齿宽bb = = = 85.213 mm2）计算实际载荷系数KH设 计 及 说 明结 果由表查得使用系数KA = 1。根据v = 0.8 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000307.12/85.213 = 7208.29 NKAFt1/b = 17208.29/85.213 = 84.59 N/mm S=1.5故可知其安全。（3）截面IV右侧抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1953 mm = 85737.5 mm抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2953 mm = 171475 mm弯矩M及弯曲应力为：W = = 0 Nmmsb = = MPa = 0 MPa扭矩T2及扭转切应力为：T2 = 1610300 NmmtT = = = 9.39 MPa过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取 = 0.8，于是得： = 3.73， = 0.83.73 = 2.984轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为bs = bt = 0.92故得综合系数为:设 计 及 说 明结 果Ks = +-1 = 3.73+-1 = 3.82Kt = +-1 = 2.984+-1 = 3.07所以轴在截面IV右侧的安全系数为：Ss = = = St = = = 10.99Sca = = = 0S=1.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm90mm，接触长度:l = 90-10 = 80 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl