機械課程設(shè)計-減速器設(shè)計說明書

機械課程設(shè)計目錄一課程設(shè)計書2二設(shè)計要求2三設(shè)計步驟21.傳動裝置總體設(shè)計方案32.電動機的選擇43.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比54.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)55.設(shè)計V帶和帶輪66.齒輪的設(shè)計87.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計198.鍵聯(lián)接設(shè)計269.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計2710.潤滑密封設(shè)計3011.聯(lián)軸器設(shè)計30四設(shè)計小結(jié)31五參考資料32一.課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V表一:題號參數(shù)12345運輸帶工作拉力〔kN〕2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度〔m/s〕1.01.11.21.31.4卷筒直徑〔mm〕250250250300300二.設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(A1)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3)。3.設(shè)計說明書一份。三.設(shè)計步驟1.傳動裝置總體設(shè)計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5.設(shè)計V帶和帶輪6.齒輪的設(shè)計7.滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8.鍵聯(lián)接設(shè)計9.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10.潤滑密封設(shè)計11.聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置總體設(shè)計方案:1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器〔展開式〕。傳動裝置的總效率＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率〔齒輪為7級精度，油脂潤滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機所需工作功率為：P＝P/η＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW,執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝=82.76r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i＝8～40，那么總傳動比合理范圍為i＝16～160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n＝i×n＝〔16～160〕×82.76＝1324.16～13241.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y112M—4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×〔AC/2+AD〕×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比〔1〕

總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為＝n/n＝1440/82.76＝17.40〔2〕

分配傳動裝置傳動比＝×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步?。?.3，那么減速器傳動比為＝＝17.40/2.3＝7.57根據(jù)各原那么，查圖得高速級傳動比為＝3.24，那么＝＝2.334.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)〔1〕各軸轉(zhuǎn)速＝＝1440/2.3＝626.09r/min＝＝626.09/3.24＝193.24r/min＝/

＝193.24/2.33=82.93r/min==82.93r/min〔2〕各軸輸入功率＝×＝3.25×0.96＝3.12kW＝×η2×＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW＝×η2×＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW＝×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW那么各軸的輸出功率：＝×0.98=3.06kW＝×0.98=2.84kW＝×0.98=2.65kW＝×0.98=2.52kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩=××N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=9550×3.25/1440=21.55N·所以:＝××=21.55×2.3×0.96=47.58N·m＝×××=47.58×3.24×0.98×0.95=143.53N·m＝×××=143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m=××=311.35×0.95×0.97=286.91N·m輸出轉(zhuǎn)矩：＝×0.98=46.63N·m＝×0.98=140.66N·m＝×0.98=305.12N·m＝×0.98=281.17N·m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率PKW轉(zhuǎn)矩TNm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.902.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.936.齒輪的設(shè)計〔一〕高速級齒輪傳動的設(shè)計計算齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪〔1〕

齒輪材料及熱處理①材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ=i×Z=3.24×24=77.76取Z=78.②齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。２．初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)計確定各參數(shù)的值:①試選=1.6查課本圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433由課本圖10-26那么②由課本公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60nj=60×626.09×1×〔2×8×300×8〕=1.4425×10hN==4.45×10h#(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)③查課本10-19圖得：K=0.93K=0.96④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,應(yīng)用公式10-12得:[]==0.93×550=511.5[]==0.96×450=432許用接觸應(yīng)力⑤查課本由表10-6得：=189.8MP由表10-7得:=1T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09=4.86×10N.m3.設(shè)計計算①小齒輪的分度圓直徑d=②計算圓周速度③計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬bb==49.53mm計算摸數(shù)m初選螺旋角=14=④計算齒寬與高之比齒高h=2.25=2.25×2.00=4.50==11.01⑤計算縱向重合度=0.318=1.903⑥計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度,查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K=+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×49.53=1.42查課本由表10-13得:K=1.35查課本由表10-3得:K==1.2故載荷系數(shù):K＝KKKK=1×1.07×1.2×1.42=1.82⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53×=51.73⑧計算模數(shù)=4.齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式≥⑴確定公式內(nèi)各計算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝48.6kN·m確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z＝24，z＝iz＝3.24×24＝77.76傳動比誤差

i＝u＝z/z＝78/24＝3.25Δi＝0.032％5％，允許②計算當(dāng)量齒數(shù)z＝z/cos＝24/cos14＝26.27z＝z/cos＝78/cos14＝85.43③初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得＝1④初選螺旋角初定螺旋角＝14⑤載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥查取齒形系數(shù)Y和應(yīng)力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y＝2.592Y＝2.211應(yīng)力校正系數(shù)Y＝1.596

Y＝1.774⑦重合度系數(shù)Y端面重合度近似為＝[1.88-3.2×〔〕]＝[1.88－3.2×〔1/24＋1/78〕]×cos14＝1.655＝arctg〔tg/cos〕＝arctg〔tg20/cos14〕＝20.64690＝14.07609因為＝/cos，那么重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75cos/＝0.673⑧螺旋角系數(shù)Y軸向重合度＝＝1.825,Y＝1－＝0.78⑨計算大小齒輪的平安系數(shù)由表查得S＝1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86K=0.93取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4[]=[]=大齒輪的數(shù)值大.選用.⑵設(shè)計計算計算模數(shù)比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z==25.097取z=25那么z=3.24×25=81②幾何尺寸計算計算中心距a===109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d==51.53d==166.97計算齒輪寬度B=圓整的〔二〕低速級齒輪傳動的設(shè)計計算⑴材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSz=2.33×30=69.9圓整取z=70.⑵齒輪精度按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。⑶按齒面接觸強度設(shè)計1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值①試選K=1.6②查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45③試選,查課本由圖10-26查得=0.83=0.88=0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8)=4.45×10N=1.91×10由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94K=0.97查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,那么接觸疲勞許用應(yīng)力[]==[]==0.98×550/1=517[540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù)T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24=14.33×10N.m=65.712.計算圓周速度0.6653.計算齒寬b=d=1×65.71=65.714.計算齒寬與齒高之比模數(shù)m=齒高h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621=65.71/5.4621=12.035.計算縱向重合度6.計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.6)+0.23×10×65.71=1.4231使用系數(shù)K=1同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值=1.04K=1.35K=K=1.2故載荷系數(shù)K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=65.71×計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設(shè)計m≥㈠確定公式內(nèi)各計算數(shù)值〔1〕

計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩＝143.3kN·m〔2〕

確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z＝30，z＝i×z＝2.33×30＝69.9傳動比誤差

i＝u＝z/z＝69.9/30＝2.33Δi＝0.032％5％，允許〔3〕

初選齒寬系數(shù)按對稱布置，由表查得＝1〔4〕初選螺旋角初定螺旋角＝12〔5〕

載荷系數(shù)KK＝KKKK=1×1.04×1.2×1.35＝1.6848〔6〕

當(dāng)量齒數(shù)z＝z/cos＝30/cos12＝32.056z＝z/cos＝70/cos12＝74.797由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應(yīng)力修正系數(shù)Y〔7〕

螺旋角系數(shù)Y軸向重合度＝＝2.03Y＝1－＝0.797〔8〕

計算大小齒輪的查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90K=0.93S=1.4[]=[]=計算大小齒輪的,并加以比擬大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算.計算模數(shù)比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)有的齒數(shù).z==27.77取z=30z=2.33×30=69.9取z=70②初算主要尺寸計算中心距a===102.234將中心距圓整為103修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正分度圓直徑d==61.34d==143.12計算齒輪寬度圓整后取低速級大齒輪如上圖：V帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.33

2.各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933.各軸輸入功率P〔kw〕〔kw〕〔kw〕(kw)3.122.902.702.574.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)(kN·m)47.58143.53311.35286.91

5.帶輪主要參數(shù)小輪直徑〔mm〕大輪直徑〔mm〕中心距a〔mm〕基準(zhǔn)長度〔mm〕帶的根數(shù)z90224471140057.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1.傳動軸承的設(shè)計⑴.求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.70KW=82.93r/min=311.35N．m⑵.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑為=143.21而F=F=FF=Ftan=4348.16×0.246734=1072.84N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:⑶.初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查《機械設(shè)計手冊》選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑⑷.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故?、?Ⅲ的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應(yīng)選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010C型.DB軸承代號45851958.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2.從動軸的設(shè)計對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而.右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度mm,③取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取.齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm.④軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定).根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取.⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8,滾動軸承寬度T=16,高速齒輪輪轂長L=50,那么至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5.求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點位置時,查《機械設(shè)計手冊》20-149表20.6-7.對于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖:(從動軸)(中間軸)(主動軸)從動軸的載荷分析圖:6.按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)==前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得[]=60MP〈[]此軸合理平安7.精確校核軸的疲勞強度.⑴.判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗證即可.⑵.截面Ⅶ左側(cè)?？箯澫禂?shù)W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù)=0.2=0.2=25000截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為截面Ⅳ上的扭矩為=311.35截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得2.0=1.31軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+〔-1〕=1.26所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05平安系數(shù)S=25.13S13.71≥S=1.5所以它是平安的截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù)=0.2=0.2=25000截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為M=133560截面Ⅳ上的扭矩為=295截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力==K=K=所以綜合系數(shù)為：K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù)取0.1取0.05平安系數(shù)S=25.13S13.71≥S=1.5所以它是平安的8.鍵的設(shè)計和計算①選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù)d=55d=65查表6-1?。烘I寬b=16h=10=36b=20h=12=50②校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[]=110MP工作長度36-16=2050-20=30③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=5K=0.5h=6由式〔6-1〕得：＜[]＜[]兩者都適宜取鍵標(biāo)記為：鍵2：16×36AGB/T1096-1979鍵3：20×50AGB/T1096-19799.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造〔HT200〕制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1.機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了防止油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接外表應(yīng)精創(chuàng)，其外表粗糙度為3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設(shè)計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的外表并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，