机械设计课设说明书-一级直齿圆柱减速器.doc

机械设计课程设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 日 期：目 录第1章 设计任务书11.1设计背景11.2设计步骤1第2章 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第3章 选择原动机23.1原动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择原动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第4章 计算运动和动力参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4第5章 普通V带设计计算5第6章 减速器内部传动设计计算86.1齿轮参数和几何尺寸总结10第7章 轴的设计及校核计算117.1高速轴设计计算117.2低速轴设计计算197.3高速轴上的轴承校核277.4低速轴上的轴承校核28第8章 键联接设计计算288.1高速轴与大带轮键连接校核288.2低速轴与大齿轮键连接校核298.3低速轴与联轴器键连接校核29第9章 联轴器的选择299.1低速轴上联轴器29第10章 减速器的密封与润滑3010.1减速器的密封3010.2齿轮的润滑3010.3轴承的润滑30第11章 减速器附件3011.1油面指示器3011.2通气器3111.3放油孔及放油螺塞3111.4窥视孔和视孔盖321.5定位销3211.6启盖螺钉3311.7螺栓及螺钉33第12章 减速器箱体主要结构尺寸33第13章 设计小结34参考文献34第1章 设计任务书1.1设计背景一级直齿圆柱减速器；拉力F=2300N，速度v=1.2m/s，直径D=300mm；每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天；配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.原动机的选择 3.传动装置的确定 4.计算运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.轴的设计及校核计算 9.键联接设计计算 10.联轴器及其他标准件的选择 11.减速器的润滑及密封 12.减速器箱体及附件设计第2章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。第3章 选择原动机3.1原动机类型的选择 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.97a=1233vw=0.8773.3选择原动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=23001.21000=2.76kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.760.877=3.15kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.2300=76.43rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd= (620)76.43=459-1529r/min。额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96076.43=12.561 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=4.561第4章 计算运动和动力参数4.1电动机输出参数P0=3.15kWn=960r/minT0=9550000P0n0=95500003.15960=31335.94Nmm4.2高速轴的参数P=P0v=3.150.96=3.02kWn 1=320r/minT1=90128N*mm4.3低速轴的参数P=P23=3.020.990.98=2.93kWN 2=70.16r/minT2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm4.4工作机的参数P=P122w=2.930.990.990.990.97=2.76kWn 3=n 2=70.16r/minT3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9603.1531335.9高速轴3203.0290128低速轴70.162.93398824工作机70.162.76375864第5章 普通V带设计计算 （1）求计算功率Pc 查表13-9得KA=1.1，故 Pc=KAP=1.13.15=3.465kW （2）选V带型号 根据Pc=3.465kW、n1=960r/min，选用A型。 （3）验算带速vv=dd1n601000=100960601000=5.02ms-1 带速在530m/s范围内，合适。 （4）求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距a0=1.5d1+d2=1.5100+280=570mm。取a0=570mm，符合0.7d1+d2a0120 合适。 （6）求V带根数z 由式（13-14）得 z=PcP0+P0KKL 今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得 P0=0.96kW 由式（13-8）得传动比 i=d2d11-=2801001-0.02=2.86 查表13-6得 P0=0.112kW 由1=161.91查表13-8得K=0.954，表13-2得KL=1，由此可得 z=3.4650.96+0.1120.9541=3.39 取4根带型AV带中心距570mm带的根数4包角161.91带速5.02m/s带长1750mm （7）.带轮结构设计带宽B=z-1e+2f=63mm第6章 减速器内部传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=720MPa，FE1=595MPa（表11-1）大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，FE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则H1=Hlim1SH=7201.1=654.55MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559.09MPaF1=Flim1SF=5951.25=476MPaF2=Flim2SF=5101.25=408MPa （2）按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=4.22则d12.323KT1du+1uZEH2=2.3231.389526.6214.22+14.22189.8559.092=59.2mm 齿数取Z1=27，则Z2=iZ1=4.2527=115。故实际传动比i=11527=4.259 模数m=d1z1=59.227=2.19mm 齿宽 b=dd1=59.2mm 取b1=65mm b2=60mm 按表4-1取m=2.5mm，实际的d1=z1m=272.5=68mmd2=z2m=1152.5=287.5mm 则中心距a=z1+z2m2=27+1152.52=178mm （2）验算轮齿弯曲强度 齿形系数 查表YFa1=2.57，YFa2=2.13，YSa1=1.6，YSa2=1.848F1=2KT1YFa1YSa1b2d1m=93.838MPaF1=476MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=89.827MPa=37.78 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0737.78=40.42mm 查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42 (4)确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则:Tca=KAT=476.5Nmm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，bh = 128mm(GB T 1096-2003)，键长L=90mm。 2)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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为dDB = 509020mm，故d34 = d67 = 50 mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 55 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 60 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 58 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 55 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 65 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 8 mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+22 + 20 + 2+12 + 5 + 24 - 20 -10 = 63 mm 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 20 mm，则l34= B+2+2=20+10+12.5+2= 44.5 mml67= B+2-l56=20+10+12.5-8 = 34.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径424750556550长度1106344.558834.5 (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2549.829N 大齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tan=2549.829tan20=928.062N 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=63.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=63.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=128mm 计算支承反力 在水平面上为FNH1=Fr2l2l1+l2=928.06263.563.5+63.5=464.03NFNH2=Fr2-FNH1=928.062-464.03=464.032N 在垂直平面上为FNV1=Ft2 l2l1+ l2=2549.82963.563.5+63.5=1274.91NFNV2=Ft4-FNV1=2549.829-1274.91=1274.919N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=464.032+1274.912=1356.73N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=464.0322+1274.9192=1356.74N 1)画弯矩图 弯矩图如图所示 在水平面上，a-a剖面右侧为MaH=FNH1l1=464.0363.5Nmm=29465.9Nmm a-a剖面左侧为MaH=FNH2l2=464.03263.5Nmm=29466.03Nmm 在垂直平面上,a-a剖面MaV=-FNV1l1=1274.9163.5Nmm=-80956.78Nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧为Ma=MaH2+MaV2=29465.92+-80956.782Nmm=86152.42Nmm a-a剖面右侧为Ma=MaH2+MaV2=29466.032+-80956.782Nmm=86152.46Nmm 2)转矩Ta=398824N*mm图7-4 低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=55332=16325.55mm3 抗扭截面系数为WT=d316=32651.09mm3 最大弯曲应力为=MW=5.28MPa 剪切应力为=TWT=11.23MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=14.47MPa 查表得45钢调质处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，caS=1.5 故可知其安全。 3）截面右侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1653=27462.5mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2653=54925mm3 截面左侧的弯矩M=86152.4663.5-2963.5Nmm=46807.24Nmm 截面上的扭矩T=366537.86Nmm 截面上的弯曲应力b=MW=46807.2427462.5=1.7MPa 截面上的扭转切应力T=TWT=366537.8654925=6.67MPa过盈配合处的，k，由附表用插值法求出，并取，k=0.8k，于是得k=3.16，k=0.83.16=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为：=0.94K=k+1-1=1.50.47+10.94-1=3.26K=k+1-1=2.61 所以轴在截面右侧的安全系数为：S=-1Ka+m=54.13S=-1Ka+m=17.47Sca=SSS2+S2=36.64S=1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)621050902035 根据前面的计算，选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=464.032+1274.912=1356.73NFr2=RBH2+RBV2=464.0322+1274.9192=1356.74N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=11356.73+00=1356.73NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=11356.74+00=1356.74N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=2169038h48000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。第8章 键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。 键的工作长度 l=L-b=28mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=41MPap=60MPa8.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=29mm 大齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=92MPap=120MPa8.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。 键的工作长度 l=L-b=78mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=56MPap=120MPa第9章 联轴器及其他标准件的选择9.1低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=476.5Nm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=476.5NmTn=1250Nm n=76.34r/minn=4700r/min第10章 减速器的密封与润滑10.1减速器的密封(参考课本) 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，