机械课程设计减速器设计说明书

机械课程设计减速器设计说明书机械课程设计减速器设计说明书机械课程设计减速器设计说明书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.传动装置整体设计方案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55.设计V带和带轮66.齿轮的设计87.转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31五参照资料32一.课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级张开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用限时8年(300天/年),两班制工作,运输赞同速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一:题号12345参数运输带工作拉力（kN）运输带工作速度m/s）卷筒直径（mm）250250250300300二.设计要求1.减速器装置图一张(A1)。绘制轴、齿轮部件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。.设计步骤传动装置整体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计V带和带轮齿轮的设计转动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计润滑密封设计联轴器设计1.传动装置整体设计方案:组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。其传动方案以下：Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV图一:(传动装置整体设计图)初步确定传动系统整体方案如:传动装置整体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（张开式）。传动装置的总效率aa1233245＝×0.983×0.952××＝；1为V带的效率,1为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防范罩,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：P＝P/η＝1900×1000×＝,执行机构的曲柄转速为n＝100060vD=min，经查表按介绍的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×＝～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Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为额定电流8.8A，满载转速nm1440r/min，同步转速1500r/min。方电动机额定电动机转速电动机参照传动装置的传动比案型号功率r重量价格PedminN元同步满载总传V带传减速器kw转速转速动比动1Y112M-4415001440470230中心高外型尺寸底脚安装尺地脚螺栓轴伸尺装键部位尺L×（AC/2+AD）×HD寸A×B孔直径K寸D×E寸F×GD132515×345×315216×1781236×8010×413.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ia＝n/n＝1440/＝（2）分配传动装置传动比ia＝i0×i式中i0,i1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＝，则减速器传动比为i＝ia/i0＝＝依照各原则，查图得高速级传动比为i1＝，则i2＝i/i1＝4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速＝nm/i0＝1440/＝minnⅡ＝nⅠ/i1＝＝minnⅢ＝nⅡ/i2＝=r/minnⅣ=nⅢ=r/min（2）各轴输入功率P＝pd×1＝×＝ⅠPⅡ＝pⅠ×η2×3＝××＝P＝P×η×3＝××＝ⅡPⅣⅢ24＝P×η×η=××＝则各轴的输出功率：PⅠ＝PⅠ×=kW＝P×=kWⅡPⅢ＝P×=ⅢPⅣ＝PⅣ×=kW（3）各轴输入转矩T1=Td×i0×1N·m电动机轴的输出转矩Td=9550Pd=9550×1440=N·nm所以:TⅠ＝Td×i0×TⅡ＝T×i1×1×ⅠT＝TⅡ×i2×2×Ⅲ

=××=N·m2=×××=N·m=×××=·mTⅣ=TⅢ×3×4=××=N·m输出转矩：TⅠ＝TⅠ×=N·mTⅡ＝TⅡ×=N·mTⅢ＝TⅢ×=·mTⅣ＝TⅣ×=N·m运动和动力参数结果以下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴14401轴2轴3轴4轴6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算１．齿轮资料，热办理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都采用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮资料及热办理①资料：高速级小齿轮采用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=24高速级大齿轮采用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i×Z1=×24=取Z2=78.②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]确定各参数的值①试选Kt=

:查课本

P215图

10-30

采用地域系数

ZH

=由课本

P214图

10-26

1

0.78

2

0.82则

0.780.82

1.6②由课本

P202公式

10-13

计算应力值环数N1=60n1jLh

=60××1×（2×8×300×8）=×109hN2==×108h

#为齿数比,即=

Z2Z1

)③查课本

P203

10-19

图得：K

1=

K2=④齿轮的疲倦强度极限取无效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得:[H]1=KHN1Hlim1=×550=MPaS[H]2=KHN2Hlim2=×450=432MPaS许用接触应力[H]([H]1[H]2)/2(511.5432)/2471.75MPa⑤查课本由P198表10-6得：ZE=a由P201表10-7得:d=1T=×105×P1/n1=×105×=×43.设计计算①小齿轮的分度圆直径d1t3ZHZEd1t2KtT1u1)2u(H]d[3104=21.64.864.24(2.433189.8)249.53mm11.63.25471.75②计算圆周速度d1tn13.1449.53626.09601000601.62m/s1000③计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=dd1t=49.53mm计算摸数mn初选螺旋角=14d1tcos49.53cos14mnt=Z12.00mm24④计算齿宽与高之比bh齿高h=mnt=×=mmbh=49.534.5=⑤计算纵向重合度=d1tan0.318124tan14=⑥计算载荷系数K使用系数KA=1依照v1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数KV=,查课本由P194表10-4得KH的计算公式:223×bKH=0.18(10.6d)d+×101.12=+(1+×1+×103×=查课本由P195表10-13得:KF=查课本由P193表10-3得:KH=KF=故载荷系数:K＝KKKHKH=1×××=⑦按实质载荷系数校正所算得的分度圆直径331.82d1=d1tK/Kt=×=mm1.6⑧计算模数mnnd1cos51.73cos142.09mm24Z1齿根波折疲倦强度设计由波折强度的设计公式3mn≥2KT1Ycos2YFYS)2(F]dZ1a[⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传达的转矩＝·m确定齿数z由于是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝×24＝传动比误差i＝u＝z/z＝78/24＝Δi＝％5％，赞同②计算当量齿数z＝z/cos＝24/cos314＝＝z/cos＝78/cos314＝初选齿宽系数按对称部署，由表查得＝1④初选螺旋角初定螺旋角＝14⑤载荷系数KK＝KKKK=1×××＝⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由P197表10-5得:齿形系数Y＝Y＝应力校正系数Y＝Y＝⑦重合度系数Y端面重合度近似为＝[（11）]cos＝[－×（1/24＋1/78）]×cos14＝Z1Z2arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝＝由于＝/cos，则重合度系数为Y＝+cos/＝⑧螺旋角系数Y轴向重合度＝49.53sin14o＝,2.09Y＝1－＝⑨YFFS计算大小齿轮的[F]安全系数由表查得S＝工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60××1×8×300×2×8＝×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝×10/＝×10查课本由P204表10-20c获取波折疲倦强度极限小齿轮FF1500MPa大齿轮FF2380MPa查课本由P197表10-18得波折疲倦寿命系数:KFN1=KFN2=取波折疲倦安全系数S=[KFN1FF10.86500F]1=S307.141.4[F]2=KFN2FF20.93380S252.431.4YF1FS12.5921.5960.01347[F]1307.14YF2FS22.2111.7740.01554[F]2252.43大齿轮的数值大.采用.⑵设计计算①计算模数30.78cos2140.01554mmmn21.734.861041.26mm12421.655比较计算结果，由齿面接触疲倦强度计算的法面模数mn大于由齿根波折疲倦强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲倦强度，需要按接触疲倦强度算得的分度圆直径d1=mm来计算应有的齿数.于是由:z1=51.73cos14=取z1=25mn那么z2=×25=81②几何尺寸计算计算中心距a=(z1z2)mn=(2581)2=mm2cos2cos14将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角(12)mn(2581)2=arccos2arccos14.012109.25因值改变不多,故参数,k,Zh等不用修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=z1mn252=mmcoscos14.01d2=z2mn812=mmcoscos14.01计算齿轮宽度B=d1151.53mm51.53mm圆整的B250B155（二）低速级齿轮传动的设计计算⑴资料：低速级小齿轮采用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数Z1=30速级大齿轮采用45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz2=×30=圆整取z2=70.⑵齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。⑶按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值①试选Kt=②查课本由P215图10-30采用地域系数ZH=③试选12o,查课本由P214图10-26查得1=2==+=应力循环次数N1=60×n2×j×Ln=60××1×(2×8×300×8)=×108N2=N14.45108×108i2.33由课本P203图10-19查得接触疲倦寿命系数KHN1=KHN2=查课本由P207图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限Hlim1大齿轮的接触疲倦强度极限Hlim1

600MPa,550MPa取无效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲倦许用应力[H]1KHN1Hlim10.94600MPa==564S1[H]2=KHN2Hlim2=×550/1=517MPaS(Hlim1Hlim2)[H]MPa2查课本由P198表10-6查资料的弹性影响系数ZE=a采用齿宽系数d155T=×10×P2/n2=×10×3u1ZHZE321.614.331043.332.45189.82KtT1)22d1t([H]11.71()du2.33540.5mm计算圆周速度d1tn265.71193.2460100060m/s1000计算齿宽b=dd1t=1×=mm4.计算齿宽与齿高之比bh模数mnt=d1tcos65.71cos122.142mmZ130齿高h=×mnt=×=mmbh==计算纵向重合度0.318dz1tan0.31830tan122.028计算载荷系数KKH=+(1+d2)d2+×103×b=+(1++×103×=使用系数KA=1同高速齿轮的设计,查表采用各数值Kv=KF=KH=KF=故载荷系数K＝KAKvKHKH=1×××=按实质载荷系数校正所算的分度圆直径331.776d1=d1tKKt=×72.91mm1.3d1cos72.91cos12计算模数mnz12.3772mm30按齿根波折强度设计32KT1Ycos2YFYSm≥2[F]dZ1㈠确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传达的转矩＝·m（2）确定齿数z由于是硬齿面，故取z＝30，z＝i×z＝×30＝传动比误差i＝u＝z/z＝30＝Δi＝％5％，赞同（3）初选齿宽系数按对称部署，由表查得＝1（4）初选螺旋角初定螺旋角＝12（5）载荷系数KK＝KKKK=1×××＝（6）当量齿数z＝z/cos＝30/cos312＝z＝z/cos＝70/cos312＝由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYF12.491,YF22.232YS11.636,YS21.751（7）螺旋角系数Y轴向重合度＝＝Y＝1－＝（8）计算大小齿轮的

YFFS[F]查课本由P204图10-20c得齿轮波折疲倦强度极限FE1500MPaFE2380MPa查课本由P202图10-18得波折疲倦寿命系数KFN1=KFN2=S=[F]1=KFN1FE10.90500S321.43MPa1.4[KFN2FF20.93380F]2=252.43MPaS1.4计算大小齿轮的YFaFSa,并加以比较[F]YFa1FSa12..4911.6360.01268[F]1321.43YFa2FSa22.2321.7510.01548[F]2252.43大齿轮的数值大,采用大齿轮的尺寸设计计算.①计算模数30.797cos2120.0154821.68481.433105mn3021.71mm1.5472mm1比较计算结果，由齿面接触疲倦强度计算的法面模数mn大于由齿根波折疲倦强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=3mm但为了同时满足接触疲倦强度，需要按接触疲倦强度算得的分度圆直径d1=mm来计算应有的齿数.z1=72.91cos12=取z1=30mnz2=×30=取z2=70②初算主要尺寸计算中心距(z1z2)mn(3070)2a===mm2cos2cos12将中心距圆整为103mm修正螺旋角=arccos(12)mnarccos(3070)213.8622103因值改变不多,故参数,k,Zh等不用修正分度圆直径d1z1mn302==mmcoscos12d2=z2mn702=mmcoscos12计算齿轮宽度bdd1172.9172.91mm圆整后取B175mmB280mm2.31.6低速级大齿轮如上图：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各轴转速n(r/min)(r/min)nⅣ(r/min)(r/min)各轴输入功率P（kw）（kw）（kw）PⅣ(kw)各轴输入转矩T(kN·m)(kN·m)(kN·m)TⅣ(kN·m)5.带轮主要参数小轮直径大轮直径中心距a（mm）基准长度带的根数z（mm）（mm）（mm）90224471140057.传动轴承和传动轴的设计传动轴承的设计⑴.

求输出轴上的功率

P3，转速

n3，转矩T3P3=

n3=minT3=．m.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=mm而Ft=2T32311.354348.16Nd2143.21103Fr=Fttanntan20ocos4348.16cos13.86o1630.06NFa=Fttan=×=圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:⑶.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估计轴的最小直径,采用轴的资料为45钢,调质办理,依照课本P361表153取Ao112dminP335.763mmAo3n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器切合,故需同时采用联轴器的型号查课本P343表141,采用Ka1.5TcaKaT31.5311.35467.0275Nm由于计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计手册》22112采用LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d140mm,故取ⅠⅡ半联轴器的长度半联轴器d40mm.L112mm.与轴配合的毂孔长度为L184mm⑷.依照轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取lⅠⅡ82mm②初步选择转动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,应采用单列角接触球轴承.参照工作要求并依照dⅡⅢ47mm,由轴承产品目录中初步采用0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.dDBd2D2轴承代号4585197209AC4585197209B45100257309B5080167010C5080167010AC5090207210C从动轴的设计对于选用的单向角接触球轴承其尺寸为的dDB50mm80mm16mm,故dⅢⅣdⅦⅧ50mm;而lⅦⅧ16mm.右端转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h0.07d,取h3.5mm,所以dⅣⅤ57mm,③取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为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lⅥⅦ72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取dⅤⅥ65mm.轴环宽度b取1.4h,b=8mm.④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).依照轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm,故取lⅡⅢ50mm.⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定转动轴承地址时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知转动轴承宽度T=16mm,高速齿轮轮毂长L=50mm,则lⅦⅧTsa(7572)(168163)mm43mmlⅣⅤLscalⅢⅣlⅤⅥ(5082016248)mm62mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.求轴上的载荷第一依照结构图作出轴的计算简图,确定顶轴承的支点地址时,查《机械设计手册》20-149表.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,所以,做为简支梁的轴的支承跨距.L2L3114.8mm60.8mm175.6mmFNH1L3Ft4348.1660.8L2L31506N175.6FNH2L2Ft4348.16114.8L2L32843N175.6FrL3FaDFNV12809NL2L3FNV2FrFNV21630809821NMH172888.8NmmMV1FNV1L2809114.892873.2NmmMV2FNV2L382160.849916.8NmmM1MH2MV211728892928732196255NmmM2179951Nmm传动轴整体设计结构图:(从动轴)(中间轴)(主动轴)从动轴的载荷解析图:按波折扭转合成应力校核轴的强度依照M12(T3)21962552(1311.35)2ca=W=10.820.127465前已选轴资料为45钢，调质办理。查表15-1得[1]=60MPaca〈[1]此轴合理安全精确校核轴的疲倦强度.⑴.判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以AⅡⅢB无需校核.从应力集中对轴的疲倦强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ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Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的周边,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不用做强度校核.截面C上诚然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不用做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不用要做强度校核.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，所以,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需考据即可.⑵.截面Ⅶ左侧。抗弯系数W=d3=503=12500抗扭系数wT=d3=503=25000截面Ⅶ的右侧的弯矩M为MM60.8161144609Nmm60.8截面Ⅳ上的扭矩T3为T3=Nm截面上的波折应力M144609b11.57MPa12500截面上的扭转应力T=T3=311350WT12.45MPa25000轴的资料为45钢。调质办理。由课本P355表15-1查得：B640MPa1275MPaT1155MPa因r2.00.04D581.16d50d50经插入后得=轴性系数为q0.82q=K=1+q(1)=K=1+q（T-1）=所以0.670.820.92综合系数为：K=K=碳钢的特点系数0.1～0.2取0.05～0.1取安全系数ScaS=K

1aam1katmSS10.5≥S=所以它是安全的ScaS2S2截面Ⅳ右侧抗弯系数W=d3=503=12500抗扭系数wT=d3=503=25000截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=133560截面Ⅳ上的扭矩T3为T3=295截面上的波折应力bM13356010.68W12500截面上的扭转应力T=T3=29493011.80K=K112.8WT25000K11.62K=1所以0.670.820.92综合系数为：K=K=碳钢的特点系数0.1～0.2取0.05～0.1取安全系数ScaS=1Kaam1katmSS10.5≥S=所以它是安全的ScaS2S28.键的设计和计算①选择键联接的种类和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有放心精度要求，应用平键.依照d2=55d3=65查表6-1取：键宽b2=16h2=10L2=36b3=20h3=12L3=50②校和键联接的强度查表6-2得[p]=110MPa工作长度l2L2b236-16=20l3L3b350-20=30③键与轮毂键槽的接触高度K2=h2=5K3=h3=6由式（6-1）得：2T21032143.531000＜[p]p2K2l2d252052.20552T31032311.351000＜[p]p3K3l3d363053.2265两者都合适取键标记为：键2：16×36AGB/T1096-1979键3：20×50AGB/T1096-19799.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H7配合.is6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，加强了轴承座刚度考虑到机体内部件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了防范油搅得沉渣溅起，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6.3机体结构有优异的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.对附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动部件齿合区的地址，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凑近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处的机体外壁应突出一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。油标：油标位在便于观察减速器油面及油面牢固之处。油