减速器课程设计 (8)

1、目录1设计任务书 22电动机的选择计算 23传动装置的运动和动力参数计算34链的计算 55斜齿圆柱齿轮传动的设计计算76轴的设计计算 187滚动轴承的选择与寿命验算248键联接的选择和验算269课程设计的总结2610参考文献411 设计任务书设计题目：链式运输机传动装置的设计。传动装置如图所示，电动机带传动驱动双级斜齿圆柱齿轮减速器，经联轴器驱动滚筒回转。运输带的工作力F=8000N，运输带的工作速度V=0.60m/s，运输带的滚筒直径D=300mm，运输带的宽度B=400mm。用于铸造车间运输工作，1班制连续工作，载荷有轻度冲击，工作寿命10年，小批量生产，在中等规模制造厂制造。动力来源：三

2、相交流电380V/220V,速度允差5%。 2.电动机的选择计算2.1选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。2.2传动滚筒所需有效功率=Fv/1000=8000×0.6/1000=4.8kW2.3传动装置的总效率查表确定各部分效率如下：弹性联轴器的效率：=0.99 一对滚动轴承的效率： =0.99(球)闭式齿轮传动的效率：=0.97滚子链的效率：=0.92传动滚筒效率：=0.96 2.4所需电动机的输出功率= 6.08 kw2.5计算传动滚筒轴的转速=r/min2.6选择电动机以同步转速1500r/min及1000r/min进

3、行比较由查4.12-1表得电动机数据、计算出总传动比列于下表 方案号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min 满载转速r/min电动机质量/kg总传动比1Y132S-47.5150014406837.702Y160M-67.510009708425.39选方案1：Y132S-4，额定功率P0=7.5kW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min。由4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。3 传动装置的运动和动力参数计算3.1初分配传动比3.2总传动比ii=/=1440/38.2=37.703.3各级传动比的分配 根据总

4、传动比（i=37.70，以及各种机械传动比范围，各种传动比 分配如下： 选取链传动的传动比=4,满足i01=(24)则闭式圆柱齿轮传动的传动比=9.4253.4各轴功率、转速转矩的计算 0轴：即电动机轴 =6.08kw =1440r/min =9550=40.32N.m1轴：即减速器高速轴 = =6.080.990.99=5.96kw=1440r/min=9550 =9550=39.52N.m 2 轴：即减速器中间轴 =5.960.990.97=5.72kw=1440/3.57=403.361r/min=9550=9550=135.427N.M 3轴：即减速器低速轴 =5.72×0.

5、99×0.97=5.49kw=152.788r/min=9550=9550=343.152N.m4轴：即传动滚筒轴 = =5.49×0.99×0.92=5.00kw=38.196r/min=9550=9550×=1250.13N.m 为便于设计计算检用，现将各轴的功率、转速及转矩以及轴间的传动比与传动效率的计算结果汇总列表如下：轴序号功 率P/ kw转 速n/(r/min)转 矩T/N.m传动形式传动比i效率0轴6.08144040.32联轴器1.0098轴5.96144039.52齿轮传动3.57096轴5.72403.361135.427齿轮传动2.

6、64096轴5.49152.788343.152链传动4091轴5.0038.1961250.134 链传动计算4.1确定4链轮齿数4.1.1原始数据轴输出功率 5.49kW轴 转 速 152.788r/min轴转距 343.152N·m设链速=3=43.1.2设计步骤和方法(1) 确定链轮齿数 P4=5.00KWn4=38.196r/minT4=1250.13N·m根据链速按表4-13的推荐选取小链轮齿数Z1取Z1=17 则Z2=iZ1=417=68（2） 确定链号和链节距 链号和节距，可根据所传递的功率P及小链轮的转速n1由图4-37所示磙子链许用功率曲线图中选定，型号

7、N16A，。修正计算公式为 P0 式中，P 传递的功率，KW； KA工况系数，见表4-14； KZ 小链轮齿数系数，见图4-39； KP链系数，见表4-15； P0 单排链在实验条件下所传递的许用功率， 见图4-37。取链号为NO16A 节距P=25.40（3） 验算链速（4） 确定链条节数和中心距 一般推荐初选中心距a0=(30-50)p最大为a0max=80p，张紧装置或托板时a0max80p，距不可调时，a030p 。取a0=40p=4025.4=1016链节数LP= =+ =124.147取LP=124中心距 a= = =1055.19a=1055.191016符合设计要求 取a=10

8、56实际中心距应比理论中心距a小取=0.004a mm=a-=1056-10560.004=1051.8mm（5）计算压轴力 Ft =4990.9N QF =KQFt = =5989.09N式中，KQ-压轴力系数，取为1.15。Ft-链传动的圆周力，N。（6） 链轮的几何尺寸计算链轮直径： d =138.23mm轮毂宽度：df =d-d1=138.23-25.4=112.83mm 5斜齿圆柱齿轮传动的设计计算高速斜齿-圆柱齿轮P=kw，n=1440r/min，i=3.57，每天1班连续工作，工作寿命10年， 八级精度5.1小齿轮选用45号低碳钢，调质处理，齿面硬度为217255，取=240大齿

9、轮选用45号低碳钢，正火处理，齿面硬度为162217 ，取=190计算应力循环次数=60j=601440101×（3008）=2.07=查得 =1.0 =1.04 （允许有一定点蚀）查得 取得 取=1.0 =1.0=580MPa=562MPa因为，取=562MPa5.2按齿面接触强度计算中心距由公式(11-32)，计算中心距 (=39.52N·m) 初取=1.2，暂取=12º，取由表11-5查得，由图11-7查得由图11-20查得 （u=i=3.57） 取中心距=103mm一般取=(0.010.02)=(0.010.02)×103=(1.032.06)m

10、m，取标准模数=2两齿轮齿数和 = = =100.74 取=101则=/(u+1)=22.1 取=22所以=-=101-22=79实际传动比 = 3.59传动比误差 <3%在允许范围内=arccos =arccos=11.34º与暂取=12º相近，可不必修正=44.876 mm =161.145 mm圆周速度v=3.384 m/s，选齿轮精度为8级5.3验算齿面接触疲劳强度按电机驱动皮带传动后，载荷有轻微冲击，由表11-3取 按8级精度和/100=0.744查图11-2(b)得=1.06齿宽b= =0.4×103 =41.6取b=42按b/=42/44.87

11、60.94齿轮相对轴承对称布置 则=1.14,载荷系数=1.25×1.06×1.14×1.2=1.812由5-42 =0.99计算重合度，以计算=+2m=44.876+2×1.0×2=48.876mm =+2m=161.145+2×1.0×2=165.145mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.340)=20.360 =cos=44.876×cos20.360=42.072mm =cos=192.821×cos20.360=151.077mm =arccos=

12、arccos=30.5940 =arccos= arccos=23.8210 =(tan-tan)+(tan-tan)=22×+79×=1.66=1.314由式5-43计算=0.78= arctan(tancos)= arctan(tan11.34°×cos20.360)=10.650=2.454由式5-38计算齿面接触应力=2.44×189.9×0.78×0.99×N=529.8MPa<=562Mpa 所以安全 主要参数：m=2 =22=79=11.34º=44.876=161.145 b=425

13、.4验算齿根弯曲疲劳强度由公式(11-33) =/=22/=23.34=/=79/=83.813查图5-14得=2.66,=2.32查图5-15得=1.58,=1.78由式5-47计算=1-=1-1.314=0.842=0.8由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.686=0.7由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得220MPa,210MPa查图5-19得1.0取 Yx=1.0取=314Mpa =300Mpa =95.345MPa<=314Mpa 安全=95.345=93.684MPa<=300MPa 故安全5.5齿轮主要几何参数=22,=79,=2mm,=11.3

14、4º=44.876mm,=161.145mm=48.876mm =165.145mm =-2.5=39.876mm =-2.5=156.145mm =(+)=103mm 取=47mm, =42mm 低速斜齿-圆柱齿轮P=kw，n=403.361r/min，i=2.64每天1班连续工作，工作寿命10年， 八级精度5.1小齿轮选用45号低碳钢，调质处理，齿面硬度为217255，取=240大齿轮选用45号低碳钢，正火处理，齿面硬度为162217 ，取=190计算应力循环次数=60j=60354.24101×（3008）=5.81=查得 =1.04=1.11 （允许有一定点蚀）查得

15、 取得 取=1.0 =1.0=603.2MPa=640.95MPa因为，取=603.2MPa5.2按齿面接触强度计算中心距由公式(11-32)，计算中心距 (=343.152N·m) 初取=1.2，暂取=12º，取由表11-5查得，由图11-7查得由图11-20查得 （u=i=2.64） 取中心距=132mm一般取=(0.010.02)=(0.010.02)×132=(1.322.64)mm，取标准模数=2两齿轮齿数和 = = =129.1 取129则=/(u+1)=35.4 取=35所以=-=129-35=94实际传动比 = 2.68传动比误差 <3%在允

16、许范围内=arccos =arccos=12.23º与暂取=12º相近，可不必修正=71.625 mm =192.365 mm圆周速度v=1.513m/s，选齿轮精度为8级5.3验算齿面接触疲劳强度按电机驱动皮带传动后，载荷有轻微冲击，由表11-3取 =1.25 按8级精度和/100=0.053查图11-2(b)得=1.03齿宽b= =0.4×132 =52.8取b=55按b/=55/71.6250.767齿轮相对轴承对称布置 则=1.12,载荷系数=1.25×1.03×1.12×1.2=1.730由5-42 =0.99计算重合度，以

17、计算=+2m=71.625+2×1.0×2=75.625mm =+2m=192.365+2×1.0×2=196.365mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos12.230)=20.4260 =cos=71.625×cos20.4260=67.121mm =cos=192.365×cos20.4260=180.269mm =arccos= arccos=27.4320 =arccos= arccos=23.3600 =(tan-tan)+(tan-tan)=35×+94×=1.71

18、=1.85由式5-43计算=0.75= arctan(tancos)= arctan(tan12.23°×cos20.4260)=11.4820=2.45由式5-38计算齿面接触应力=2.45×189.8×0.76×0.99×N=316.65MPa< 所以安全 主要参数：m=2 =35 =94=12.23º=71.625=196.365 b=55 5.4验算齿根弯曲疲劳强度由公式(11-33) =/=35/=49=/=107/=100.7查图5-14得=2.5,=2.22查图5-15得=1.67,=1.82由式5-47

19、计算=1-=1-1.85=0.81=0.8由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.67=0.7由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得220MPa,210MPa查图5-19得1.0取 Yx=1.0取=314 Mpa =300Mpa =139MPa<=314Mpa 安全=139=134.5MPa<=300MPa 安全5.5齿轮主要几何参数=35,=94,=2mm,=12.23º=71.625mm,=192.365mm=75.625mm =192.365mm =-2.5=66.625mm =-2.5=187.365mm =(+)=132mm 取=60mm, =5

20、5mm 6 轴的设计计算6.1减速器低速轴的设计选择轴的材料选用45钢正火处理。6.2按转矩初步估算轴伸直径按式 d mm式中取A=120，p=p2=5.96kw，n=n2=1440r/min. 6.3设计轴的结构，初选滚动轴承根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径、各轴段的直径、各轴段长度及跨度尺寸，选定低速轴上的两个轴承均为6210型滚动轴承。6.4求小齿轮上的作用力=/=1356N6.5减速器高速轴的设计选择轴的材料因为小齿轮的直径较小(齿轮的分度圆直径： =44.876mm),需制成齿轮结构，即为45钢调质处理。按转矩初步估算轴伸直径 按式 d mm式中A=110160

21、;取A=120，p=p1=5.96kw，n=n1=1440r/min.代入上式d 120 =19mm6.6设计轴的结构，初选球轴承根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径、各轴段的直径、各轴段长度及跨度尺寸如图所示查表2.4-1初步选用深沟球轴承6206。6.7轴的计算 （5）对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图:T=39.52=44.876mm圆周力：=/=2×39.52×1000/44.876=1901N轴向力：径向力：齿轮的分度圆直径： =44.876mm 将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图，即：=0即

22、：求轴的弯矩M，画弯矩图画轴的扭矩图 T=36670求计算弯矩，画计算弯矩图取根据，6）校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的剖面和弯矩较大，轴径较细的剖面进行验算。根据主教材查得=59 MPa剖面的计算应力： 安全 剖面的计算应力： 安全7）校核轴的疲劳强度a判断危险剖面 分别选择，剖面进行验算：剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：，。b剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表

23、面质量系数。根据：查得：查得：，并取=8.89=37 =8.64 取S=1.51.8 S>S, 满足要求c. 剖面校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。查得：，并取：=7.6 取S=1.51.8 S>S, 满足要求7.减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算7.1选择轴承类型及初定型号考虑轴承所受载荷较小，滚动轴承，按轴颈直径d=30mm,初选两个轴承型号均为深沟球轴承轴承6206型 ,该型号轴承的主要参数如下：d=30mm,D=62mm, B=16mm。基本额定动载荷Cr=22.5KN，基

24、本额定静载荷C0 =16.5KN。7.2计算轴承的受力轴承受轴向载荷=354N，轴承1，2所受的径向载荷：=471.02N =1181N 轴的转速n=1440r/min.7.3计算当量动载荷轴承的固定方式为全固式，故由轴向外载荷F,全部由轴承1承，故:Fa=355N= Fa=355N, =0/=355/16500=0.021查表得e=0.21/=355/471.02=0.75e=0.56，=1.97=0/=0e=1，=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2=×(+)=1.2×(0.56×471.02+1.97×355)=1155.75N=× (

25、+)=1.2×1181=1417.2N 7.4计算轴承寿命比较两轴承当量动载荷，,故应按计算轴承寿命。=295886h8.键联接的选择和验算采用圆头（A型）普通平键（GB/T1096-1990）b×h8×7,因轴伸长度48，故取键长40。键的材料选用45钢,轴、轮毂均为钢制.查得许用挤压应力p100MPa。已知：d28，h7，lL-b48-8=40，TT136670·。则p×36670/28/7/4018.71MPa<p100MPa故此键联的强度足够9减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算1）齿轮润滑油的选择润滑

26、油牌号齿轮的接触应力为，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择参照5-12选择： 选用320 根据4.8-1：代号3202）齿轮箱的油量计算油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量：箱座高度H+(3050)+(35)=196.821

27、/2+40+10+5=143.4105mm高速轴轴心距下箱内壁：150-10=140mm油深：h=53mm减速器装油量低速轴大齿轮浸油深度：17.335mm没超过大齿轮顶圆的1/3故油深合理油量 =(0.350.7)×2×=5.31v=6.93 dm3 v0=5.31 dm3 v>v0 油量合理3）滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式减速器中高速级齿轮圆周速度:=3.35m/s 由于V刚过2m/s所以深沟球轴承可以采用油润滑4）滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度=2.34m/s 由于，所以采用毡圈密封。5）验算齿轮是否与轴发生干涉现象：1、2轴之间距离：103

28、mm，2轴上小齿轮齿顶圆半径27.7395。碰不到1轴。 2、3轴间距离：132mm，2轴上大齿轮的齿顶圆半径：96.41。2轴大齿轮与3轴之间的距离：28.59mm。即使3轴直径为70mm,也碰不到3轴。因此，齿轮传动设计合理。10.课程设计的总结机械设计基础课程设计是我们学校为了让我们更深刻的理解，认识机械的构造而进行的一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础的一个重要教学环节，是我们进行专业课学习的奠基石。在这十多天的课设中我学会了综合，灵活地运用所学的机械设计知识，使我的综合能力得到了提高。更重要的是在一次次面对问题，解决问题的过程中，我学会了做决策，并且要对自己的决定负责。其次，对待

29、设计图我们应一丝不苟，认真地对待每一个细节。 此外，在设计的过程中，我还学习到了很多机械设计的方法和基本技能，学会了如何使用设计资料，为我以后专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。 虽然在课设的过程中我有过辛苦和疲惫，曾经也因此抱怨过，但是当我完成了自己的作品时，内心的喜悦和激动却远远胜过了这些，自己有了前所未有的成就感，同时也对在课设过程中那些关心和帮助我的老师,同学表达我由衷的感谢！参考文献1.孙德志，王春华，董美云，李庆忠.机械设计基础课程设计（第四版）.沈阳：东北大学出版社.2004.07.2.陈良玉，王玉良，马星国，李 力.机械设计基础（第四版）.沈阳：东北大学出版社.2004.07.

30、=4.8kW=0.79=6.08kw=38.2r/mini减=9.425=3.57=2.64=6.08kw =1440r/min =40.32N·m=5.96kw=1440r/min=39.52N·m =5.72kw=403.36r/min=135.427N·m=5.49kw=152.788r/min=343.152N.mP4=5.00KWn4=38.196r/minT4=1250.131N·mz1=17z2=68P=5.49kwp=25.40mmL124mma=1056mm=4.224a=1052mmF=4990.9NQ=5989.09N=580MPa

31、=545MPa=2.07×10=5.8×108 =580Mpa=562MpaT1=39520N*mm=188.9=103mm=2=22=79=V=3.384m/s=42mm=1.812=48.876mm=165.145mmat=20.360=42.072mm=151.077mm=30.5940=23.8210=1.66=1.314=0.78=10.650=2.44=529.8Mpa=23.34=83.813=2.66=2.32=1.58=1.78=0.8=0.7220Mpa210MPa314Mpa300Mpa =95.345MPa=93.684MPa=580Mpa=545M

32、Pa。=5.81×10=2.2×108603.2Mpa640.95MpaT1=343152N·mm=2.47a=131.512mma=132mm=2mm=129=35=942.64=71.625mm=192.365mmV=1.513m/s=55mm=1.730=75.625mm=196.365mmat=20.4260 =67.121mm=180.269mm=27.4320=23.3600=1.71=1.85=0.75=11.4820=2.45=316.65Mpa=49=100.7=0.8=0.7220Mpa210Mpa314Mpa300Mpa=134.5Mpa=6

33、9.62Mpad1=30mmd2=34mmd3=38mmFt=1555NFr=580NFa=354NR1H=112NR2H=457NR1V=426NR2V=1089NM2H0 =11068.1·mmM2H =21707.5N·mmM2V=51756N·mmM2=51143N·mmM20=47612N·mm=59 MPaca=7.51MPaca=5.13MPa=22.5KN=16.5KNR1=471.02NR2=1181NA1=355NA2=0NP1=1155.75NP2=1417.2N=295886h6）校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸，选择

34、弯矩叫大的剖面和弯矩较大，轴径较细的剖面进行验算。根据主教材查得=59 MPa剖面的计算应力： 安全 剖面的计算应力： 安全7）校核轴的疲劳强度a判断危险剖面 分别选择，剖面进行验算：剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：，。b剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：查得：查得：，并取=8.89=37 =8.64 取S=1.51.8 S>S, 满足要求c. 剖面校核 因

35、轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。查得：，并取：=7.6 取S=1.51.8 S>S, 满足要求7.减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算7.1选择轴承类型及初定型号考虑轴承所受载荷较小，滚动轴承，按轴颈直径d=35mm,初选两个轴承型号均为角接触轴承轴承7207AC型 ,该型号轴承的主要参数如下：d=35mm,D=72mm, B=17mm。基本额定动载荷Cr=22.5KN，基本额定静载荷C0 =16.5KN。7.2计算轴承的受力轴承受轴向载荷=354N，轴承1，2所受的径向载荷：=471.02N

36、=1181N 轴的转速n=1440r/min.7.3计算当量动载荷轴承的固定方式为全固式，故由轴向外载荷F,全部由轴承1承，故:Fa=355N= Fa=355N, =0/=355/16500=0.021查表得e=0.21/=355/471.02=0.75e=0.56，=1.97=0/=0e=1，=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2=×(+)=1.2×(0.56×471.02+1.97×355)=1155.75N=× (+)=1.2×1181=1417.2N 7.4计算轴承寿命比较两轴承当量动载荷，,故应按计算轴承寿命。=395886h8.键联接的选择和验算采用圆头（A型）普通平键（GB/T1096-1990）b×h8×7,因轴伸长度48，故取键长40。键的材料选用45钢,轴、轮毂均为钢制.查得许用挤压应力p100MPa。已知：d28，h7，lL-b48-8=40，TT136670·。则p×36670/28/7/4018.71MPa<p100MPa故此键联的强度足够9减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算1）齿轮润滑油的选择润滑油牌号齿轮的接触应力为，