机械课程设计减速器设计说明书-(6).doc

机械课程设计目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 5 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31五 参考资料 32一. 课程设计书（把打印的那张表贴上去就行了）三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择4. 确定传动装置的总传动比和分配传动比5. 计算传动装置的运动和动力参数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1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱高速级斜齿，低速级直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.970.960.759；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（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.电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/30001.2/10000.7594.74kW, 执行机构的曲柄转速为n=65.5r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）65.5104810480r/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Y132S-2的三相异步电动机，额定功率为5.5额定电流8.8A，满载转速2900 r/min，同步转速3000r/min。 方案电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量总传动比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y132S1-25.5KW3000290064Kg45.83. 设计V带和带轮：1.设计V带确定V带型号查课本表13-6得： 则根据=4.4, =960r/min,由课本图13-5，选择A型V带，取。查课本第206页表13-7取。为带传动的滑动率。验算带速： 带速在范围内，合适。取V带基准长度和中心距a：初步选取中心距a：，取。由课本第195页式（13-2）得：查课本第202页表13-2取。由课本第206页式13-6计算实际中心距：。验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。求V带根数Z：由：查表，由内插值法得，。则取根。4.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n/n2900/65.544.3（2） 分配传动装置传动比式中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3.4，则减速器传动比为44.3/3.413根据各原则，查图得高速级传动比为4.06，则=3.25.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速 2900/3.4852.9r/min852.9/4.06210.08r/min/210.08/3.2=65.5 r/min=65.5 r/min（2）各轴输入功率4.740.964.55kW24.550.980.954.24kW24.240.980.953.94kW24=3.940.980.973.75kW则各轴的输出功率：0.98=4.46 kW0.98=4.16 kW0.98=3.86kW0.98=3.68 kW（3） 各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95504.74/2900=15.61 N所以: =15.613.40.96=50.94 Nm=50.944.060.980.95=192.58 Nm=192.583.20.980.95=573.73Nm=573.730.950.97=528.69 Nm输出转矩：0.98=49.92 Nm0.98=188.73 Nm0.98=562.26Nm0.98=518.12 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴4.7415.6129001轴4.554.4650.9649.92852.92轴4.244.16192.58188.73210.083轴3.943.86573.73562.6365.54轴3.753.68528.69518.1265.56.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 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=4.0624=97.4 取Z=97. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 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 =60852.91（2123508）=3.4410hN= =8.5110h (4.04为齿数比,即4.04=)查课本 10-19图得：K=0.93 K=0.96齿轮的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=95.5104.55/859.2=5.0610N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=49.47mm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 = =10.99计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,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的计算公式: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的分度圆直径d=d=49.47=51.73计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式第二次 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.242497.4传动比误差 iuz/ z97/244.04i0.0325，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos14106.24 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 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.825,Y10.78 计算大小齿轮的 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= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=51.73来计算应有的齿数.于是由:z=25.097 取z=25那么z=4.0625=101 几何尺寸计算计算中心距 a=129.90将中心距圆整为130按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=51.53d=208.20计算齿轮宽度B=圆整的 （二）、低速级大小齿轮的设计：材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。Z1=30低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。Z2=96 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本由图10-30选取区域系数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=60210.081(283008)=4.8410 N=1.5110（i=3.2）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的接触疲劳强度极限,大齿轮的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查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.510=95.5104.24/210.08=19.2810N.m =70.512. 计算圆周速度 0.7753. 计算齿宽b=d=170.51=70.514. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.142=5.175 =70.51/5.175=13.635. 计算纵向重合度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 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=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的分度圆直径d=d=65.71计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩143.3kNm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z3.23096传动比误差 iuz/ z96/303.2i0.0325，允许（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轴向重合度 2.03Y10.797（8） 计算大小齿轮的 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= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=72.91来计算应有的齿数.z=27.77 取z=30z=3.230=96 取z=96 初算主要尺寸计算中心距 a=128.815将中心距圆整为129 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=61.34d=196.28 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3.44.043.22. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)852.9210.865.565.53. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)4.55 4.243.943.754. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)50.94192.58573.73518.125. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90224471140057.传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=3.94KW =65.5r/min=562.63Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =143.21 而 F= F= F F= Ftan=7857.410.246734=1938.69N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;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-的长度应比 略短一些,现取 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,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承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. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,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, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,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,已初步确定了轴的各端直径和长度.6. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图:（设计结构图可以不画，重点是受力分析图） (从动轴) (主动轴) (中间轴) 从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全8. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,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,而且这里的直径最大,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章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，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截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =311.35截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。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所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =295截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的9.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=55 d=65查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-16=2050-20=30键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-197910.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.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 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，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的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他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，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，在机盖顶部的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：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的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的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚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导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表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）11. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，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，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。12.联轴器设计1.类型选择.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=95509550333.5查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm13.参考资料： 机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。机械设计课程设计指导书（第二版）罗圣国，李平林等主编。机械课程设计（重庆大学出版社）周元康等主编。机械设计基础（第四版）课本杨可桢 程光蕴 主编。