二级减速器模板

HefeiUniversity课程设计COURSEPROJECT题目：二级圆柱斜齿轮减速器的设计系别：机械工程系专业：机械设计制造及其自动化学制：四年姓名：李森学号：1306011026导师：王学军徐艳2016年1月9日PAGE目录TOC\o"1-2"\h\z\u第1章 机械设计课程设计任务书 11.1. 设计题目 11.3. 设计要求 11.4. 设计说明书的主要内容 11.5. 课程设计日程安排 2第2章 传动装置的总体设计 32.1. 传动方案拟定 32.2. 电动机的选择 32.3. 计算总传动比及分配各级的传动比 42.4. 运动参数及动力参数计算 5第3章 传动零件的设计计算 6第4章 轴的设计计算 10第5章 滚动轴承的选择及校核计算 17第6章 键联接的选择及计算 17第7章 连轴器的选择与计算 19第8章 减速器铸造箱体设计 20设计小结 22参考文献 23机械设计课程设计机械设计课程设计PAGE22机械设计课程设计任务书设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%，结构紧凑。

图SEQ图\*ARABIC1带式运输机设计数据表SEQ表\*ARABIC1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)47500.64300设计要求如有需要，全套图纸UG文件。价格150.联系qq9350554951.设计要求达到齿轮传动的中心距要圆（05结尾且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为±5%。2.使用UGNX完成减速器三维建模。3.减速器装配图A0(A1)一张。4.零件图2～4张5.设计说明书一份约6000～8000字6.图纸与设计说明书电子与纸质各一份。设计说明书的主要内容封面(标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油牌号的选择和装油量计算减速器附件的选择与设计减速器箱体的设计设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献课程设计日程安排表SEQ表\*ARABIC2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天机械设计课程设计传动装置的总体设计传动方案拟定由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器，本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃轮浸油深度可以大致相同。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分的抵消，。以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。但此结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。在多级传动中，各类传动机构的布置顺序不仅影响传动的平稳行和传动效率，而且对整个传动装置的结构尺寸也油很大的影响。因此，应根据各类传动机的机构特点合理布置，使各类机构得以发挥其特点。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，常布置在高速级。低速级也采用圆柱斜齿轮传动。按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V.2.2.电动机的选择根据已知条件由计算得知工作机所需工作功率为查机械课程设计手册表1-7得 ——v带轮的传动效率，——滚动轴承的传动效率——齿轮的传动效率，——联轴器的传动效率——滚筒的传动效率2QUOTE查表14-2知v带传动比，查表14-5知二级圆柱齿轮减速器的传动比，则总的传动比合理范围为，电动机同步转速查机械课程设计手册表12-1得选用电动机的型号为Y112M-4额定功率为4KW,同步转速为了14402.3.计算总传动比及分配各级的传动比⑴总传动比⑵分配传动装置的传动比为使v带传动外廓尺寸不致过大，初取，则减速器的传动比⑶分配减速器的传动比按展开式,由则2.4.运动参数及动力参数计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩(或功率)，如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴﹍以及则可按电动机轴至工作运动路线推算，得各轴的运动和动力参数⑴各轴转速1轴：2轴：3轴：卷筒轴：⑵各轴输入功率(3)各轴的输出功率1轴:2轴:3轴:卷筒轴:(4)各轴输入转矩(5)各轴的输出转矩1轴:2轴:3轴:卷筒轴:运动及动力参数结果如下表格所示：总体设计设计结果:轴名功率P（kW）转矩T·m转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴3.853.8525.4614.301440.0035.342.800I轴3.683.6168.4367.06514.294.200II轴3.503.43273.19267.73122.453.005III轴3.333.26780.47764.8640.741.00卷筒轴3.233.17757.22742.0740.74传动零件的设计计算一、高速级斜齿圆柱齿轮传动设计选择齿轮材料、热处理方式和精度等级选择小齿轮材料均选为用40Cr，采用中硬齿面，即小齿轮调质处理，齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，调质处理，齿面硬度为230HBS。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度进行设计。由式小齿轮传递的转矩56750970设计时，因值未知，不能确定，故可初选载荷系数=1.1~1.8，本题初选=1.2.取齿宽系数。（4）许用接触应力由式算得。由教材图10-6b得接触疲劳极限应力。由图8.29查得寿命系数;取安全系数故取由计算得：a=（100～161.59）mm取a=110mm.计算传动尺寸初选Z1=28,Z2=，模数确定螺旋角：取其为12度则(4)确定中心距a=的d1+d2/2=121mm(5)由取又取b1=70mm4.校核齿根弯曲疲劳强度S算得。由图10-9b查得弯曲疲劳极限应力，查得安全系数=1.4，故满足齿根弯曲疲劳强度二、低速级斜齿圆柱齿轮传动设计1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级选择小齿轮材料均选为用40Cr，采用中硬齿面，即小齿轮调质处理，齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，调质处理，齿面硬度为230HBS。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度进行设计。由式(1)小齿轮传递的转矩50970(2)设计时，因值未知，不能确定，故可初选载荷系数=1.1~1.8，本题初选=1.2.(3)取齿宽系数。（4）许用接触应力由式算得。由教材图10-6b得接触疲劳极限应力。由图8.29查得寿命系数;取安全系数故取由计算得：a=（111.9～192.65）mm取a=160mm.计算传动尺寸(1)初选Z1=26,Z2=，(2)模数(3)确定螺旋角：取其为14度则mm(4)确定中心距a=的d1+d2/2=160mm(5)由取又取b1=95mm4.校核齿根弯曲疲劳强度S算得。由图10-9b查得弯曲疲劳极限应力，查得安全系数=1.4，故满足齿根弯曲疲劳强度三.V带的设计⑴确定设计功率。由表12.6查得工作情况系数,则⑵选取带的型号。根据由图12-13查取，选A型带⑶确定带的基准直径，根据表12.7推荐用最小直径，可选小带轮直径为,查得，则大带轮直径为根据表12-7取d2=265mm，其传动比误差，故可用。⑷验算带的速度故符合要求⑸确定v带长度和中心距，根据初步确定中心距为500mm根据式12-2计算v带基准长度由表12.3选v带基准长Ld=1250mm由（式7.2）计算实际中心距a⑹计算小带轮包角。由（式7.3）得⑺确定v带根数。根据式7.23计算带的根数z.由表12.4查取单根v带所能传递的功率为由12.5查得=0.14kw由表12.8查得由表12.3查得则带的根数为,故取4根⑻计算初拉力由表7.1查得q=0.10kg/m由（式12;20）得初拉力⑼计算作用在轴上的压力由（式12-21）得轴的设计计算（一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理，按扭矩强度法进行最小直径估算，即初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑槽对轴强度的影响，当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%，两个键槽时增大10%-15%，c值由表可查得，取高速轴C=120.故带入相关数据得：高速轴d1min=18.34mm，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一键槽，取d1min=23.13mm，中间轴，设有两键槽，故，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值。低速轴，因低速轴最小直径处安装联轴器，且轴上设有两键槽，参见联轴器选择，取。（二）轴的设计高速轴的设计。中间轴结构设计，结构图如下图二所示低速轴的设计。结构图如下图三所示(三)中间轴强度的校核项目计算说明数据单位法面啮合角20.00°齿轮1齿数z128.00齿轮2齿数z2118.00齿轮3齿数z326.00齿轮4齿数z478.00输入轴转速n11440.00rpm输入轴功率P14.00KW输入轴转矩T126527.78Nmm高速级传动比i14.21低速级传动比i23.00高速级中心距a1110.00mm低速级中心距a2160.00mm高速级大齿轮宽度b270.00mm高速级小齿轮宽度b164.00mm低速级大齿轮宽度b495.00mm低速级小齿轮宽度b389.00mm高速级法面模数mn11.50mm低速级法面模数mn23.00mm高速级斜齿轮螺旋角11.37°低速级斜齿轮螺旋角13.98°高速级中间轴齿轮分度圆直径dd2173.53mm低速级中间轴齿轮分度圆直径dd375.69mm中间轴转速n2341.69rpm中间轴功率P23.84KW中间轴转矩T29.55×10^(6)×P2/n2107357.35Nmm初算轴径dmin24.23mm初选d1d140.00mm初选d2d240.00mm初选d3d340.00mm初选d4d470.00mm初选d5d540.00mm初选d6d640.00mm初选d7d740.00mm初选L1L140.00mm初选L2L230.00mm初选L3L360.00mm初选L4L420.00mm初选L5L580.00mm初选L6L630.00mm初选L7L720.00mm高速级初选键40.00mm低速级初选键60.00mm高速级中间轴齿轮转速v23104.58m/s低速级中间轴齿轮转速v31354.17m/s高速级中间轴齿轮圆周力Ft21237.36N高速级中间轴齿轮径向力Fr2459.38N高速级中间轴齿轮轴向力Fa2248.82N低速级中间轴齿轮圆周力Ft32836.78N低速级中间轴齿轮径向力Fr31064.02N低速级中间轴齿轮轴向力Fa3706.24N中间轴轴向力FaFa3-Fa2457.41N计算l1l180.00mm计算l2l290.00mm计算l3l380.00mm高速级中间轴轴承圆周力Rh1-1749.17N低速级中间轴轴承圆周力Rh2-2324.96N高速级中间轴轴承径向力Rv1-28.11N低速级中间轴轴承径向力Rv2-576.53N高速级中间轴轴承总支承反力R11749.40N低速级中间轴轴承总支承反力R22395.38N高速级中间轴水平弯矩Mh1210351.40Nmm低速级中间轴水平弯矩Mh2226942.20Nmm高速级中间轴垂直弯矩Mv178094.28Nmm低速级中间轴垂直弯矩Mv285121.50Nmm高速级中间轴弯矩M1224380.10Nmm低速级中间轴弯矩M2242380.76Nmm高速级中间轴当量弯矩Mca1248740.89Nmm低速级中间轴当量弯矩Mca2265092.50Nmma-a剖面右侧抗弯截面系数W131385.81mm3a-a剖面右侧抗扭截面系数W1T65059.76mm3a-a剖面右侧弯曲应力7.15Mpa7.15Mpa0.00Mpaa-a剖面右侧剪切应力1.65Mpa0.83Mpa0.83Mpa45号钢调制处理抗拉强度极限由表10.1查得，p192650.00Mpa45号钢调制处理弯曲疲劳极限由表10.1查得，p192300.00Mpa45号钢调制处理扭转疲劳极限由表10.1查得，p192155.00Mpa碳素钢等效系数由表10.1注查得，p1920.20由表10.1注查得，p1920.10键槽引起的应力集中系数由附表10.4查得，p2071.83由附表10.4查得，p2071.63绝对尺寸系数由附图10.1查得，p2070.80由附图10.1查得，p2070.76表面质量系数由附图10.2查得，p2070.92安全系数267.6177.50S74.44>【s】折合系数1.00对称循环当量应力7.87Mpa碳素钢许用弯曲应力由表10.4查得，p20160.00Mpa高速级齿轮处键连接的挤压应力10.22Mpa键连接许用挤压应力由表6.1查得，p85120-150Mpa7309AC轴承基本额定动载荷Cr由GB/T292-1994查得52800.00N7309AC轴承基本额定静载荷Cor由GB/T292-1994查得40500.00N高速级中间轴轴承内部轴向力S1699.76N低速级中间轴轴承内部轴向力S2958.15N高速级中间轴轴承轴向力Ra1S2+Fa1415.57N低速级中间轴轴承轴向力Ra2S2958.15N轴承动载荷径向系数X由表11.12查得，p2200.44轴承动载荷轴向系数Y由表11.12查得，p2200.56e=0.42高速级中间轴轴承当量动载荷P11562.45N低速级中间轴轴承当量动载荷P21590.53N温度系数fT由表11.9查得，p2181.00载荷系数fP由表11.10查得，p2191.60高速级中间轴轴承预期寿命8*2*250*520000.00h低速级中间轴轴承预期寿命8*2*250*532000.00h高速级中间轴轴承寿命Lh11256201.07h低速级中间轴轴承寿命Lh21190838.26h滚动轴承的选择及校核计算1.低速轴传动轴承的设计初步选择滚动轴承.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⑴.求输出轴上的功率P，转速P=3.33KW,=40.74r/min⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=241.138而7625①低速轴选取的轴承：型号为GBT292型角接触球轴承Cr=79.2kN,C0r=65.8kN,F=1155.74N*F/Cr=0.046查《课程设计》表e=0.50②计算载荷：径向载荷轴承B：轴承D：轴承的内部轴向力分别为：及的方向如图所示。由圆周力可判断与同向，则（+）/N=1571.2显然，+<，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承D将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为：B轴承：D轴承：比较两轴承的受力,因，故只需校核轴承D。③计算当量动载荷查表13-3得到：，查表11.12得：e=0.27,，查表得：X=0.56,Y=1.63径向当量动载荷(3)、校核轴承寿命轴承在100，查《机械基础》表得；查表得=1.5。轴承D的寿命已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命显然,故轴承寿命很充裕。机械设计课程设计键联接的选择及计算1.高速轴（1）、高速轴与V带轮用键联接，选用普通平键（A型）按轴径d=25mm，及带轮宽B=70mm，查表4-1选择128-40（GB/T1096-2003）2.中间轴（1）与高速级大齿轮连接选用圆头普通平键（A型）轴径d=40mm及齿轮宽b2=89mm,查表选键A128-40（GB/T1096-2003）3.低速轴（1）与低速级大齿轮用键联接选用圆头普通平键（A型）轴径d=50mm及齿轮宽b3=95mm,查表选键A127-40（GB/T1096-2003）②强度校核键材料选用45号钢，齿轮材料为40Cr调质，查表得许用应力键得工作长度Lc=L-b=56-22=34mm,k=h/2=14/2=7mm,齿轮处键连接的挤压应力：显然，。（2）与联轴器用键联接①选用圆头普通平键（A型）轴径d=50mm,查表选键A149-56（GB/T1096-2003）②强度校核键材料选用45号钢，齿轮材料为40Cr调质，查表得许用应力键得工作长度Lc=L-b56-14=34mm,k=h/2=9/2=4.5mm,联轴器处键连接的挤压应力：显然，。（故安全）连轴器的选择与计算由前面计算知：选取CY7型鼓型联轴器其公称转矩为1600N·m。孔径d=50mm，许用转速为6000r/min，故适用。减速器铸造箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT150）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。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6.3.3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为上箱体8mm，底座8mm。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M8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.减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计:减速器箱体主要结构尺寸计算项目参数公式计算值结果单位已知：1低速级中心距a160.00mm箱座结构尺寸:1箱座壁厚δ78mm2箱盖壁厚δ16.28mm3箱座凸缘厚度b1212mm4箱盖凸缘厚度b11212mm5箱座底凸缘厚度b22020mm6地脚连接螺栓直径df17.7618mm7地脚连接螺栓数目n4mm8地脚连接螺栓到外壁距离C1见p161表11－2249地脚连接螺栓到边缘距离C2见p161表11－22210轴承旁连接螺栓直径d113.514mm11轴承旁连接螺栓到外壁距离C1见p161表11－22012轴承旁连接螺栓