二级减速器说明书-机械设计说明书

机械设计课程设计说明书PAGEPAGE32第一章任务书 31.1课程设计说明 31.2课程设计任务书 31.2.1运动简图 31.2.2原始数据 41.2.3已知条件 41.2.4设计工作量： 4第二章减速器设计步骤 52.1电动机的选择 52.1.1选择电动机的类型 52.1.2选择电动机的容量 52.1.3确定电动机转速 62.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 82.2.1分配减速器的各级传动比 82.2.2计算各轴的动力和动力参数 82.3传动零件的设计计算 102.3.1V带设计 102.3.2齿轮设计： 122.4减速器结构设计 182.5轴的设计及效核 192.5.1初步估算轴的直径 192.5.2联轴器的选取 202.5.3初选轴承 202.5.4轴的结构设计（直径，长度来历） 212.5.5低速轴的校核 232.6轴承的寿命计算 262.7键连接的选择和计算 272.8减数器的润滑方式和密封类型的选择 282.8.1齿轮传动的润滑 282.8.2润滑油牌号选择 282.8.3密封形式 282.9减速器箱体及其附件282.9.1箱体结构形式及材料282.9.2主要附件作用及形式293.0设计总结 31致谢31参考资料 32第一章任务书1.1课程设计说明本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以《机械设计》、《机械原理》、《机械制图》、《机械设计课程设计手册》、《制造技术基础》、《机械设计课程设计指导书》以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。1.2课程设计任务书课程设计题目1：带式运输机1.2.1运动简图1.2．2原始数据题号参数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）88888888881.2.3已知条件

1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；

2、滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；

3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；

4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。1.2.4设计工作量：

1、减速器装配图1张（A0或A1）；

2、零件工作图1～3张；

3、设计说明书1份。第二章减速器设计步骤2.1电动机的选择2.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.1.2选择电动机的容量（2-1）（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）由电动机到传输带的传动总效率为图2-1运动简图式中：、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取（带传动），（滚子轴承），（直齿轮），（齿轮联轴器），，（已知）。取所以因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按表2.1中Y系列的电动机数据，选电动机的额定功率11kw表2.1各种电机参数2.1.3确定电动机转速卷筒转速为=90按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为可见，电动机同步转速可选、和两种。根据相同容量的两种转速，从表2-1中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带和减速器，就得到两种传动比方案，如表2-2所示。表2-2两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率kw电动机转速电动机重量Kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带减速器1Y160M1-2113000293011733.332.08162Y160M-4111500146012316.672.088综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第1种方案，即电动机型号为Y160M1-2。电动机中心高H=160mm,外伸轴段D×E=42×110mm。（2）电动机的外形示意图2.1.4确定传动（3）电动机的安装尺寸表（单位：mm）电机型号Y160M型号尺寸HABCDEF×GDGADACHDL1602542101084211012×537255162.5385600装置的总传动比和分配传动比2.2.1分配减速器的各级传动比（1）由选定的电动机满载转数和工作机主动轴转数n可得传动装置总传动比为（2）分配传动装置传动比,分别为带传动比和减速器的传动比，为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12[3]展开式曲线查的，则2.2.2计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速Ⅰ轴===1046.43Ⅱ轴===261.61Ⅲ轴===90.84卷通轴==90.84（2）计算各轴输入功率、输出功率Ⅰ轴==8.41×0.96=8.0736kwⅡ轴==8.0736×0.995×0.97=7.79kwⅢ轴==7.79×0.995×0.97=7.52kw卷筒轴==7.52×0.995×0.99=7.41kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.995，分别为Ⅰ轴==8.0736×0.995=8.03kwⅡ轴==7.79×0.995=7.75kwⅢ轴==7.75×0.995=7.48kw卷筒轴==7.41×0.995=7.37kw（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩Ⅰ轴输入转矩Ⅱ轴输入转矩Ⅲ轴输入转矩卷筒机输入转矩各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.995表2-3运动和动力参数计算结果轴名功率P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机8.4127.4129302.80.96Ⅰ轴8.078.0373.6873.311046.43Ⅱ轴7.797.25284.44283.02261.6140.965Ⅲ轴7.527.48790.84786.6990.842.880.965卷筒轴7.417.37778.82774.9390.8410.9852.3传动零件的设计计算2.3.1V带设计（1）、已知条件和设计内容设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮……（2）、设计步骤：1）、确定计算功率根据工作条件——载荷平稳，由表8-7[1]查得=1.2，计算功率为2）、选择V带的带型根据计算功率,小带轮的转速，由图8-11[1]选用A型带。3）、确定带轮的基准直径，并验算带速v①初选小带轮基准直径根据v带的带型，由表8-6[1]和表8-8[1]，取小带轮的基准直径=125mm。②验算带速v由于5m/s<v<25m/s，故带速合适。4）、计算大带轮的基准直径由,传动比,有=2.8×125=350mm，根据表8-8[1]，取=355mm5）确定V带的中心距,并选V带的基准长度①确定小带轮中心距根据式8-20[1]0.7(+)+h=222.5≤≤2(+)=760初定中心距=400mm。②计算相应的带长由表8-2[1]选带的基准长度=1600mm③计算实际中心距a及其变动范围中心距的变化范围为6）、验算小带轮上的包角包角合适。7）、计算带的根数计算单根V带的额定计算功率，由和，查表8-4a[1]得P0=3.04kw查表8-4b[1]得查表8-5[1]得，查表8-2[1]得，取4根。8）确定带的最小初拉力由表8-3[1]得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,9)计算带传动的压轴力Fp压轴力的最小值为(3)把带传动的设计计算结果记入表2-4中表2-4带传动的设计参数带型A中心距420小带轮直径125包角148大带轮直径355带长1600带的跟数4初拉力149.15带速19.17压轴力1151.592.3.2齿轮设计：一、高速级齿轮传动计算已知条件：输入功率=8.07kw,小齿轮转速传动比=4,工作寿命为8年（年工作日300天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由表10-1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数==4×24=96。(2)按齿面接触强度设计由公式（10-9a）[1]知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值①计算载荷系数K试选择载荷系数=1.3②计算小齿轮传递的转矩=95.5×=×95.5×=7.365×Nmm③由表10-7[1]选取齿宽系数=1。④由表10-6[1]查得材料的弹性影响系数=189.8。⑤由图10-21d[1]按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。⑥计算应力循环次数=60j=60×1046.43×1×(16×300×8)=2.411×109==6.027×108⑦由图10-19[1]取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95⑧计算接触疲劳许用应力由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则==0.9×600=540MPa==0.95×550=522.5MPa2）计算①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得≈58.207mm②计算圆周速度，确定齿轮精度V===3.19m/s③计算齿宽bb==158.207=58.207mm④计算齿宽与齿高之比模数===2.425mm；齿高h=2.25=5.46mm=10.66⑤计算载荷系数根据v=3.19m/s，7级精度，由图10-8[1]查得动载系数=1.10；直齿轮=1;由表10-2[1]查得使用系数=1；由表10-4[1]用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。由=10.66，=1.422，查图10-13[1]得=1.35；故载荷系数K==1=1.5647⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a[1]得mm⑦计算模数mm==2.60mm3）按齿根弯曲强度设计由式10-5[1]得弯曲强度的设计公式为m（1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380MPa。②由图10-18[1]取弯曲疲劳寿命系数。③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12[1]得④计算载荷系数KK==⑤查取齿形系数由表10-5[1]查得⑥查取应力校正系数由表10-5[1]查得⑦计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.82并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数大齿轮齿数4）几何尺寸计算①计算分度圆直径②计算中心距mm③计算齿轮宽度b=ψd=1×64=64mm，故取b1=70mm；b2=65mm二、低速机齿轮传动计算(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由表10-1[1]选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数==2.88×24=69.12，取69。(2)按齿面接触强度设计由公式10-9a[1]知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值①计算载荷系数K试选择载荷系数=1.3②计算小齿轮传递的转矩=95.5×=×95.5×=2.84×Nmm③由表10-7[1]选取齿宽系数=1。④由表10-6[1]查得材料的弹性影响系数=189.8。⑤由图10-21d[1]按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。⑥计算应力循环次数=60j=60×261.61×1×(16×300×8)=6.027×108==2.093×108⑦由图10-19[1]取接触疲劳寿命系数=0.95；=0.97⑧计算接触疲劳许用应力由[1]表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则==0.9×600=540MPa==0.95×550=522.5MPa2）计算①试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得≈93.583mm②计算圆周速度，确定齿轮精度V===1.282m/s③计算齿宽bb==193.583=93.583mm④计算齿宽与齿高之比模数===3.899mm；齿高h=2.25=8.773mm=10.67⑤计算载荷系数根据v=1.282m/s，7级精度，由图10-8[1]查得动载系数=1；直齿轮=1;由表10-2[1]查得使用系数=1；由表10-4[1]用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。由=10.66，=1.422，查图10-13[1]得=1.35；故载荷系数K==1=1.422⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a[1]得mm⑦计算模数mm==3.44mm3）按齿根弯曲强度设计由式10-5[1]得弯曲强度的设计公式为m（1）确定公式内的各计算数值①由图10-20c[1]查的小齿轮的弯曲强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380MPa。②由图10-18[1]取弯曲疲劳寿命系数。③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得④计算载荷系数KK==⑤查取齿形系数由表10-5[1]查得⑥查取应力校正系数由表10-5[1]查得⑦计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.76并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数大齿轮齿数，取954）几何尺寸计算①计算分度圆直径②计算中心距mm③计算齿轮宽度b=ψd=1×99=99mm，故取b1=105mm；b2=100mm三、圆柱齿轮传动参数表各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表表2-5圆柱齿轮传动参数表名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm160192传动比i42.88模数mnmm2.03.0端面压力角°2020啮合角′°2020齿数z321283395分度圆直径dmm6425699285节圆直径d′mm6425699285齿顶圆直径damm68260105291齿根圆直径dfmm5925191.5277.5齿宽bmm7065105100材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS2802402802402.4减速器结构设计表2-6减速箱机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与座联接螺栓直径10联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径8视孔盖螺钉直径8定位销直径8、、到外箱壁距离26、22、16、至凸缘边缘距离24、14轴承旁凸台半径24凸台高度40外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离9箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度8轴承旁联接螺栓距离1302.5轴的设计及效核2.5.1初步估算轴的直径在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：P—轴所传递的功率，kw；n—轴的转速，r/min;A—由轴的需用切应力所确定的系数。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查15-3[1]得A=103～126，则I轴==21.73mmⅡ轴==34.09mmⅢ轴==47.94mm将各轴圆整为=25mm,=35mm,=50mm。2.5.2联轴器的选取Ⅲ轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,由表14-1[1]查得：工作情况系数=1.5,由表8.5[2]查得：选用LT9型弹性注销联轴器LT9型弹性注销联轴器主要参数为：公称转矩Tn=1000N·m轴孔长度112mm(Y型)孔径=50mm表2-7联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2许用补偿量轴向径向角向LT910002850501122500.213±1.50.4102.5.3初选轴承I轴选轴承为：7007AC；Ⅱ轴选轴承为：7007AC；Ⅲ轴选轴承为：7012AC。所选轴承的主要参数如表2-8表2-8轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNammdDBdnDa动载荷Cr静载荷Cor7007AC356214415618.513.518.37007AC356214415618.513.518.37012AC609518678836.231.527.12.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）一低速轴的结构图图2-2低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I段与联轴器配合取=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=102。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ段右侧设计定位轴肩，由表7-12毡圈油封的轴颈取=55mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=63mm。（3）轴肩Ⅲ为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=60mm考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=28mm。(4)Ⅳ段安装齿轮，取=70mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=97mm(5)轴V直径大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,取=75mm，=79mm。(6)轴肩Ⅵ间安装角接触球轴承为7012AC取=60mm，根据箱体结构取=28（7）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-1[2]查得平键b×h=20×12（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b×h=16×10，键长选择90。轴端倒角2×45°，各轴肩处圆角半径R=2mm。二、中速轴尺寸图2-3中速轴结构简图（1）确定各轴段直径d1=35mmd2=46mmd3=60mmd4=55mmd5=35mm（2）确定各轴段长度L1=26mmL2=62mmL3=10mmL4=102mmL5=26mm三、高速轴尺寸图2-4高速轴结构简图（1）确定各轴段直径d1=28mmd2=33mmd3=35mmd4=55mmd5=45mmd6=35mm(2)确定各轴段长度L1=60mmL2=83mmL3=24mmL4=67mmL5=113mmL6=24mm2.5.5低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1）轴强度的校核计算1）轴的计算简图图2-5低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图图2-6轴的计算简图（2）弯矩图根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图图2-7轴的载荷分析图已知=790.6Nm,齿轮分度圆直径d=285,对于7012AC型轴承，由表6-6[2]查得a=27,得到做为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=71+114=185mm5548.07N2019.56N0N载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的弯矩值列下表表2-9截面C弯矩值数据表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩TTm=7.096×N·mm（3）扭矩图如图2-7（4）校核轴的强度取=0.6，由表15-1[1]查得[]=60MPa，由表4-1[2]查得t=6mm52.54MPa﹤=60MPa．2.6轴承的寿命计算（1）低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×300×16=38400h=3.84×h2）寿命验算图2-8轴承的受力简图①轴承所受的径向载荷,，②当量动载荷和低速轴选用的轴承7012AC,查表13-6[1]得到=1.2已知，温度系数=1（常温）由表6-6[2]得到查表13-5[1]得到e=0.68,,③验算轴承寿命因为＞，所以按轴承2的受力验算1.83×h＞所以所选轴承可满足寿命要求。 2.7键连接的选择和计算（1）低速轴齿轮的键联接1）选择类型及尺寸根据d=70mm,L′=97mm,选用A型，b×h=20×12,L=80mm2）键的强度校核①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=l-b=80-20=60mmk=0.5h=6mm②强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa7.906×10N·mm﹤键安全合格（2）低速轴联轴器的键联接1）选择类型及尺寸根据d=50mm,L′=102mm,选用C型，b×h=16×10,L=90mm2）键的强度校核r①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L-b=90-16=74mmk=0.5h=5mm②强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa7.906×105N·mm﹤键安全合格2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择2.8.1齿轮传动的润滑本设计采用油润滑。润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm。另外传动件浸油中深度要求适当，要避免搅油损失太大，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。2）滚动轴承的润滑滚动轴承宜开设油沟、飞溅润滑。2.8.2润滑油牌号选择由表7.1[3]得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s选用L-CKC220润滑油。2.8.3密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。2.9减速器箱体及其附件2.9.1箱体结构形式及材料 本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽