小韩机械设计 减速箱说明书.docx

一. 设计任务题目:设计一个用于带式运输机上的二级圆柱斜齿轮减速器.给定数据及要求：已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2500N，带速v=1.5m/s，卷筒直径D=450mm，三相交流电源，有粉尘，工作寿命15年（设每年工作300天）两班制，单向运转，载荷平稳，常温连续工作，齿轮精度为7级。二机械传动装置总体设计方案:一、拟定传动方案1.减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。2.特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3.具体传动方案如下： 图示：传动方案为：电动机-皮带轮-高速齿轮-低速齿轮-联轴器-工作机。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺 钉,轴承套,密封圈等。二、选择电动机1.选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用Y型（IP44）全封闭笼型三相异步电动机。2.选择电动机的容量工作机要求的电动机输出功率为： 其中 且，则 由电动机至传送带的传动总功率为：式中，是带传动的效率，是轴承传动的效率，是齿轮传动的效率， 是联轴器传动的效率，是卷筒传递的效率。其大小分别为则 即 由机械设计课程设计附录九选取电动机额定功率p=5.5kw。3.确定电动机的转速卷筒轴工作转速为： 由机械设计课程设计表3-1推荐的常用传动比范围，初选V带的传动比，单级齿轮传动比，两级齿轮传动比，故电动机转速的可选范围为：由机械设计课程设计附录九可知，符合这一范围的同步转速有：1500r/min、3000r/min。综合考虑，为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min的电机，型号为Y132S1-4。所选电动机（Y132S1-4）的主要性能和外观尺寸见表如下：额定功率同步转速满载转速5.515001440电动机（型号Y132S1-4）的主要外形尺寸和安装尺寸 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轴外伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515 345 315216 1401238k58010 41三、分配传动比传动装置的总传动比为：因总传动比，为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：；则减速器的传动比为：按展开式布置考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度，则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取， 可算出 ；则 ；四、计算运动和动力参数1.各轴的功率计算I轴 II轴 III轴 IV轴 2.各轴的转速计算 I轴的转速 II轴的转速 III轴的转速 IV轴的转速 3.各轴的转矩计算电动机输出转矩 I轴的输入转矩II轴的输入转矩III轴的输入转矩IV轴的输入转矩轴名功率转矩传动比效率转速电动机轴5.531.1730.961440I轴4.5189.733.250.95480II轴4.29277.42.320.95147.69III轴4.08612.0610.9663.66IV轴3.96593.8263.66运动和动力参数的计算结果五传动零件的设计计算1.带传动的设计V带的基本参数确定计算功率：已知：；查机械设计表8-7得工况系数：；则：选取V带型号：根据、查机械设计图8-11选用A型V带确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：查机械设计表8-6和表8-8，取；（2）计算大带轮基准直径：；由表8-8，圆整取。验算带速：因为5v30,故带的速度合适。确定V带的基准长度和传动中心距：（1）中心距：由初选中心距取中心距=625mm。 （2）基准长度：查机械设计表8-2，对于A型带选用（3）实际中心距：验算小带轮上的包角：由得小带轮上的包角合适。计算V带的根数：（1），查机械设计表8-4a 得： ；（2），查表8-4b得：；（3）由查机械设计表8-5得，包角修正系数（4）由，查表8-2得：综上数据，得取4根合适。计算单根V带的初拉力的最小值：根据带型A型，查机械设计表8-3得：应使带的实际初拉力大于。计算作用在轴上的最小压轴力：V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A32000中心距（mm）根数初拉力(N)压轴力(N)62541571203带轮结构的设计带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关，小带轮接电动机，较大，所以采用孔板式结构带轮。带轮的结构如下所示：2.齿轮的设计高速齿轮传动设计齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34，选用7级精度。材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢(调质后表面淬火)，硬度为240HBS, 大小齿轮硬度相差40HBS。由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限,弯曲疲劳强度极限。齿数：初选小齿轮齿数： 大齿轮齿数： 选取螺旋角：由820,初选=14齿面接触强度设计 a.取载荷b.c.选取弹性系数=189.8 MPa（锻钢-锻钢）。 选取区域系数d.由图10-26查得=0.78，=0.87，则=+=1.65e.计算应力循环次数 =6048012830015=2.074 =1.296f.由图10-19取接触疲劳寿命系数g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 许用接触应力为： （+ ）2=（528+506）2=517h.小齿轮上的转矩T1= 计算a.试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b.计算圆周速度c.计算齿宽b及模数 mm d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K 已知使用系数=1,根据,7级精度,由图10-8可得动载系数K=1.11,由表10-4查得K1.42; K=1.35; K=1.4故载荷系数:f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） 得g.计算模数 齿根弯曲强度设计由式10-17得确定计算参数：a. 计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5，查得 ，e.查取应力校正系数由表10-5，查得，f.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.86，K=0.88 g.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得e.计算大小齿轮的并加以比较 = = 大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.92来计算应有的齿数。于是由=31.01取z1=31，则z2=uz1=3.2531=100.75，圆整，取z2=101.几何尺寸计算中心距圆整为136mm。确定螺旋角因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。确定大小齿轮的分度圆直径：齿轮宽度：圆整后取；。验算合适结构设计：低速齿轮传动设计齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34，选用7级精度。材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），硬度为 280HBS，由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限 ，弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为45钢(调质后表面淬火)，硬度为240HBS, 大小齿轮硬度相差40HBS。由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限,弯曲疲劳强度极限。齿数：初选小齿轮齿数： 大齿轮齿数： ，圆整取Z2=56选取螺旋角：由820,初选=14齿面接触强度设计 a.取载荷b.c.选取弹性系数=189.8 MPa（锻钢-锻钢）。 选取区域系数d.由图10-26查得=0.78，=0.84，则=+=1.62e.计算应力循环次数 =60147.6912830015=6.388 =2.75108f.由图10-19取接触疲劳寿命系数g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 许用接触应力为： （+ ）2=（552+528）2=540 h.小齿轮传递的转矩 T1= 计算a.试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b.计算圆周速度c.计算齿宽b及模数 mm d.计算纵向重合度 e.计算载荷系数K 已知使用系数=1,根据,7级精度,由图10-8可得动载系数K=1.01,由表10-4查得K1.428; K=1.35; K=1。故载荷系数: f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） 得g.计算模数 齿根弯曲强度设计由式10-17得确定计算参数：b. 计算载荷系数 b.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c.计算当量齿数 d.查取齿形系数由表10-5，查得 ，e.查取应力校正系数由表10-5，查得，f.由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.87，K=0.9 g.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得e.计算大小齿轮的并加以比较 = = 大齿轮的数值大。设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=80来计算应有的齿数。于是由=圆整，取z1=39，则z2=uz1=2.3239=90.48，圆整，取z2=91.几何尺寸计算中心距圆整为135mm。确定螺旋角因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。确定大小齿轮的分度圆直径：大小齿轮的直径分别圆整为：=189和=81。齿轮宽度：取；。验算合适结构设计：3.减速器传动轴及轴承装置、键的设计与校核轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计a.求输入轴上的功率、转速和转矩b.求作用在齿轮上的力齿轮圆周力：齿轮径向力：齿轮轴向力：c.初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值）,由式-2初步估算轴的最小直径根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11，取直径 d=25mm。轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案（见下图）b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度在G-H段安装带轮，由上面的.为了满足带轮的轴向定位要求G-H轴段左端需制处一轴肩，轴肩高度,故取F-G段的直径,。带轮与轴配合的毂孔长度LG-H=50mm。由于要对轴进行轴向定位，所以要短一点，现取LG-H=48。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为，故dB-C=dE-F=35,LE-F=14 。(3)轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右断面间的距离为30mm，故取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段D-E的直径应根据32907的单列圆锥滚子轴承的定位轴肩直径=35确定。取轴承端面与箱体内壁间留有足够间距，取。由箱体内壁总长为183.5，则轴段C-D上安装齿轮,齿轮采取齿轮轴的形式，取,齿轮分度圆为。齿轮左端用挡油环固定。齿轮左端面与箱体内壁的距离L=10，内壁与轴承的具体为S=5.故。轴段A-B安装轴承，故,。 c. 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按，由表6-1得bh=87,键槽用键槽铣刀加工，长为45，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与 轴的配合为。d.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见图15-26. 求轴上的载荷，及其受力分析、弯距的计算a.计算支承反力在水平面上 , 解得：=2039N，=801N。在垂直面上+=Fr=961, 202.5-57 Fr+ 64=0 解得：=557N， =404Nb.计算弯矩并作弯矩图水平面弯矩图 垂直面弯矩图 合成弯矩图 计算转矩并作转矩图 载荷水平面垂直面支持力FAX=2039N；FBX=801N FAZ=557N;FBZ=404N弯矩MX=116223Nmm;MAZ=31749NmmMBZ=58580Nmm总弯矩扭矩 作受力、弯距和扭距图如下：选用键校核带轮和齿轮都用平键连接，尺寸为 ，查表得 ，键校核安全。校核轴承和计算寿命已知条件：两轴承为圆锥滚子轴承，型号32907，其尺寸，基本额定动载荷基本额定静载荷，e=0.29，Y=2.1。各径向和轴向力均已求出，因为减速器的工作寿命为24年，轴承的寿命取4年，预计35040小时。校核左端轴承A的寿命径向载荷轴向载荷由=0.29，在表中查得X0.4，Y=2.1由表13-6取则，轴承的当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命远大于轴承的预计寿命35040，满足寿命要求。校核右端轴承B和计算寿命其只承受径向载荷，不承受轴向载荷。 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命大于预计寿命35040，满足寿命要求。轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取。由式-3初步估算轴的最小直径根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11，取直径 d=35mm。轴的结构设计a. 拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案。b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度在C-D段安装高速齿轮，所以为了满足轴的刚度要求，取dC-D=40。为了较好的对齿轮进行轴向定位，需在左端安装一个套筒。轴的长度要比齿轮轮毂短12个mm,由小齿轮B=65，取。为了满足齿轮的轴向定位要求，在C-D段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取D-E段的直径。为了使齿轮和轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由直径选用bh=128,键槽长度L=56.选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为，故dA-B=dH-J=35,LA-B= LH-J =14 。(3)齿轮左端面与箱体内壁的距离L=10，轴小齿轮比大齿轮宽5mm,所以此处大齿轮要距离箱体内壁的距离为10+2.5+2=14.5. 轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取，故,取。轴段E-G上安装第二对小齿轮，采用齿轮轴的形式。为了齿轮的轴向定位，右端安装一个套筒，即.由上面的计算得：取分度圆直径，取齿顶圆直径为86mm。齿轮右端面与箱体内壁的距离L=10，轴承断面与箱体距离为S=5mm,则. d. 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按，由表6-1得bh=128,键槽用键槽铣刀加工，长为56，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与 轴的配合为。e.确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见上图。轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取。由式-3初步估算轴的最小直径。根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11，取直径。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则， 查机械设计手册，选用HL4型弹性柱销联轴器其公称转矩为1250000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L112，半联轴器与轴配合的毂孔长度,故取LA-B=84mm.轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案。b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A-B段是要连联轴器的，所以要开键槽。根据直径选择bh=149,长度L=70.为了使联轴器轴向固定，在右端B-C段制出一个台肩，得，在B-C段安装轴承端盖，取。选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32913轴承，其尺寸为.C-D段安装轴承，由轴肩高度故取,.D-E段无零件，取.为了满足右端齿轮的轴向定位要求，在D-E段右端需制出一轴肩，轴肩高度,故取E-F段的直径。F-G段安装齿轮，其轴要选用标准直径，取.为了使齿轮右端的套筒更好的定位齿轮，轴的长度要比齿轮轮毂短12个mm,由大齿轮B=81，取.查标准轴的直径，取。为了使齿轮和轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由F-G直径选用bh=2012,键槽长度L=63.齿轮右端面与箱体内壁的距离L=10，轴小齿轮比大齿轮宽5mm,所以此处大齿轮要距离箱体内壁的距离为2.5+10=12.5。轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取，故,取。轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按，由表6-1得bh=2012,键槽用键槽铣刀加工，长为L=63.同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与 轴的配合为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处得圆角半径见上图。4.润滑与密封润滑方式的选择 因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毛毡圈密封。润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。5. 箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+310mm机盖壁厚11=0.02a+310mm机座凸缘壁厚b=1.5115mm机盖凸缘壁厚b1=1.5115mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.418mm地脚螺钉数目a1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离2210mm两齿轮端面距离4=1010 mmdf，d1，d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=24mmC12=20mmdf，d1，d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=20mmC22=18mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承端盖凸缘厚度tt=(11.2)d39机盖、机座肋厚m1=0.851 ，m=0.858.5轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm10设计总结本设计是根据设计任务的要求，设计一个展开式二级圆柱减速器。首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动轴箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。11参考文献1 徐灏主编.机械设计手册.第2版. 北京：机械工业出版社，2001 2 杨可珍, 程光蕴, 李仲生主编. 机械设计基础第五版.高等教育出版社（第五版）,20053 刘鸿文 主编.材料力学.第3版. 北京：机械工业出版社,19924 机械设计手册编委会 主编.机械设计手册.新版.北京：机械工业出版社，20045 殷玉枫 主编. 机械设计课程设计. 机械工业出版社6 濮良贵，纪名刚 主编. 机械设计.第八版.北京.高等教育出版社.2006.5 5 陆玉,何在洲,佟延伟 主编.机械设计课程设计.第3版. 北京：机械工业出版社，20007 孙桓，陈作模 主编.机械原理.第6版. 北京：高等教育出版社，20018 林景凡，王世刚，李世恒 主编.互换性与质量控制基础. 北京：中国科学技术出版社，1999