0806032042翟杰-课程设计

Hefei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：材料成型及控制工程（2）学制：四年姓名：翟杰学号：0806032042导师：王锡明徐艳2011PAGEi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 21.5. 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 16第6章 键联接的选择及计算 18第7章 连轴器的选择与计算 18第8章 润滑密封设计 18第9章 减速器铸造箱体设计 19设计小结 21参考文献 22机械设计课程设计机械设计课程设计PAGE2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%。

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)50000.42400设计要求1.减速器装配图A0一张2.设计说明书一份约6000～8000字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12月23日1天2)传动装置总体设计阶段12月24日1天3)传动装置设计计算阶段12月25日3天4)减速器装配图设计阶段12月28日5天5)零件工作图绘制阶段1月4日2天6)设计计算说明书编写阶段1月61天7)设计总结和答辩11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，两大吃论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其中电动机的工作功率为P===2.10KW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——滚筒的传动效率卷筒轴工作转速为经查表推荐的传动比合理范围，v带传动比，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Y132M1-6额定功率为4KW,同步转速为了9602.3.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⑵各轴输入功率(3)各轴输入转矩轴名功率（）转矩（）转速（）输入输出输入输出1轴2.552.50101.6199.582402轴2.422.37388.29380.5259.703轴2.302.251099.941077.9420.03卷筒轴2.232.181067.161045.8220.03传动零件的设计计算一.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=500mm，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0.55+（d+d）+h初步确定中心距为45根据式12-2计算v带基准长度由表12.3选v带基准长Ld=18由（式7.2）计算实际中心距aa=a+=485.4mm取a=485mm⑹计算小带轮包角。由（式7.3）得所以合格。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=0.11kw由表12.8查得由表12.3查得则带的根数为,故取4根二、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，即调质处理，齿面硬度280HBS，大齿轮40Cr，40Cr，采用中硬齿面，即调质处理。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9.9*10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=1.5.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。取安全系数故取由计算得：a=120mm.计算传动尺寸初选Z1=18,Z2=，模数取m=2.5确定螺旋角：取取取(4)确定中心距a=mm取a=120(5)由又取b1=54mm4.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=1.3，故满足齿根弯曲疲劳强度三、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3.6(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=1.5.(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。取安全系数故取由计算得：取a=170.计算传动尺寸(1)初选Z1=24,Z2=，(2)模数(3)确定螺旋角：取9度(4)确定中心距a==170.09mm取a=170mm(5)由又取b1=73mm4.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=1.3，故满足齿根弯曲疲劳强度轴的设计计算（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=97.故带入相关数据得：高速轴d1min=21.32mm，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一键槽，取d1min=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。

(1)各段轴的确定L7最小直径，安装大带轮的外伸出段dL7=25L6滚动轴承段轴，dL6=27L5由轴肩决定dl5=47L4是轴环dl4=31L3dl3=29L2由滚动轴承决定,dl2=27mmL1取dl1=25mm(2)各段轴长L7由大带轮的毂孔宽度取为90L6:由箱体结构，轴承端盖，配位关系等确定L6=32L5:由高速级小齿轮宽度确定，取l5=54L4:取为L4=7mmL3:取为l3=68mmL2:由滚动轴承，挡油盘及装配关系得取l2=32L1:取l1=242.中间轴结构设计，结构图如下图二所示(1)各轴段直径确定L5：最小直径，滚动轴承段轴段，dl5=40L4:低速级小齿轮轴段，取dl2=85L3;根据齿轮的轴向定位要求取为dl3=48L2:高级大齿轮段，取为dl4=44L1:滚动轴承处轴段取为dl1=40(2)各轴段长度的确定L1：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为36L2:由低速级小齿轮的毂孔宽度确定取为48L3：由定位关系，取为6L4：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定取为73L5:由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为363.低速轴的设计。结构图如下图三所示（1）各轴段直径确定L、L5：滚动轴承处轴段。滚动轴承选取深沟球轴承6014，其尺寸为d=68L2:低速大齿轮轴段，d2=6L3:按照结构要求取为d3=77L4：密封处轴段，根据联轴器定位要求及密封圈（采用毡圈密封）取为d4=72L6：安装联轴器，为使轴与联轴器吻合。故同时选取联轴器型号，查表，取k=1.5,因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件，查取机械表，选用CY7型许用转矩为1600N.m,故适合。故d6=60各段轴长度的确定L1：由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定，取为L1=30mmL2:由低速级大齿轮的鼓孔宽确定，取为L2=65L3:按照结构设计要求取为L3=6L4:由装配关系，箱体结构等确定,L4=68L5:由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定,取为L5=98L6:由联轴器的毂孔宽142确定取为L6=47mm(三)低速轴强度的校核⑴.判断危险截面截面A,Ⅱ只受扭矩作用。所以AⅡ无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面B上的应力最大.截面Ⅲ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近,但是截面Ⅳ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面B上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故B截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.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，因而,该轴只需胶合截面Ⅲ左右两侧需验证即可.抗弯系数W=0.1=37324.8已知低速级大齿轮的分度圆直径为=255而（3）.校核轴的强度A剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的引力集中，故A剖面的左侧为危险剖面。由附表10.1，抗弯剖面模量弯曲应力扭剪应力对于调制处理的40Cr，由表10-1查得由表10-1注得材料的等效系数键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得绝对尺寸系数，由附图10.1查得 轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得安全系数由表10.5得许用安全系数因故a-a面安全、取折合系数，则当量应力前已选轴材料为40Cr，调质处理。查表10-4得因，故此轴合理安全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，转矩P=2.25KW,=20.03r/min=1077,94N．m⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=255而①低速轴选取的轴承：型号为6014型深沟球轴承Cr=38.5kN,C0r=30.5kN,F=493.45N=0.199查《课程设计》表e=0.20②计算载荷：径向载荷轴承1：轴承2：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=1665.85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2将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为：1轴承：2轴承：比较两轴承的受力,因，故只需校核轴承2。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=52mm，查表4-1选择87-182.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=44mm及齿轮宽b2=48mm,查表选键A149-403.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=72mm及齿轮宽b3=68mm,查表选键A1610-56②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=56-16=40mm,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=60mm,查表选键A1610-63②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=63-16=47mm,k=h/2=9/2=4.5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=60mm，许用转速为600润滑密封设计齿轮传动的圆周速度因为：，所以采用浸油润滑；由表选用L－AN68全损耗系统用（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，单不应少于10mm。对轴承的润滑，因为：，采用脂润滑，由表选用钙基润滑酯L－XAAMHA2(GB491-1987)只需要填充轴承空间的1/2~1/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度度应为6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并匀均布置，保证部分面处的密封性。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9mm，底座114.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:名称符号计算公式结果箱座壁厚811箱盖壁厚89箱盖凸缘厚度取为13.5箱座凸缘厚度取为16.5箱座底凸缘厚度27.5地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目a<2504轴承旁联接螺栓直径13.5M18机盖与机座联接螺栓直径M10轴承端盖螺钉直径M10视孔盖螺钉直径M8定位销直径M8大齿轮顶圆与内机壁距离>1.248齿轮端面与内机壁距离>12机盖，机座肋厚设计小结通过这次课程设计，我受益匪浅。不仅回顾了以往学过的知识，而且独立地运用它们完成了这次的设计任务，当然在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在