(论文)减速箱课程设计最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计课程设计1设计任务设计一用于带式运输机的传动装置。运输机三班制，使用年限10年，连续单向运动，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。已知数据：带的圆周力F=500N;带速v=2.5m/s;滚筒直径D=300mm.1电机2.联轴器3齿轮传动4减速箱5.运输带2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动。我采用的是两级展开式圆柱齿轮减速器。这是两级减速器中应用最广泛额一种。在高速级采用的是斜齿轮，使传动更加平稳。轴端连接选择弹性柱销联轴器。3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择3.1.1选择电动机类型。按工作要求选用Y型全封闭字扇冷式三相异步电动机，电压为380V。3.1.2选择电动机容量所需电动机功率:原始数据F=500N,v=2.5m/s。根据带式运输机的工作类型，取工作机效率w=0.96传动机的总效率：a=23325=0.9920.960.960.9920.98=0.889（式中2-为联轴器的效率3-齿轮传动效率5-运输机平型带传动效率）根据以上数据常见机械效率参见附表1附表1常用机械传动效率机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.960.98（7-9级精度）开式传动0.940.96圆锥齿轮传动闭式传动0.940.97（7-8级精度）开式传动0.920.95带传动平型带传动0.950.98V型带传动0.940.97滚动轴承（一对）0.980.995联轴器0.99-0.995因载荷平稳，电动机额定功率Pcd略大于Pd即可，故选电动机的额定功率为1.5Kw。3.1.3确定电动机转速卷同轴工作转速为 两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围ia=840,故电动机转速的可选范围为:nd=Ia*n=(840)*159.2r/min=1273.886369.43r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min。由于3000r/min不常用，故选同步转速为1500r/min。综合(1)(2)(3)选定电动机型号为Y90L-4。该电动机满载转速为1400r/min。3.2传动比的分配总传动比I=1400/159.2=8.794。设高速级为1级，低速级为2级为方便润滑取第1级的转动比I1=3.51；第2级的转动比I2=2.51.4.各轴动力与运动参数的计算计算各轴运动和动力参数时，先将传动装置中各轴从高速级到低速级依次编号为1轴、2轴、3轴,工作轴。4.1各轴的转速n1=1400r/min;n2=n1/I1=1400/3.51=398.86r/min;n3=n2/I2=509/2.51=159r/min.4.2各轴的的输入功率Pd=1.465kwP1= Pd*1=(1.4650.9920.96)kw =1.395kwP2= p1*3= 1.3950.96 kw =1.339kwP3=P2*3=1.3390.96kw=1.328kw4.3各轴的转矩T1=9550Pd/n m=95501.465/1400=9.99NmT2=T1*I1*3=9.993.510.96=33.66NmT3=T2*I2*3=33.662.510.96=81.11 Nm5.零件的的设计5.1高速级齿轮的设计5.11选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数(1)由于V带传动速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）。(2)材料选择。由文献【1】表101选择小齿轮材料为40Cr（调制）；硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=3.5124=84.24，取z2=84。（4）选取螺旋角。初选螺旋角=14。5.1.2按齿面接触强度设计其设计公式为:5.1.2.1确定公式内个计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.6 。2） 小齿轮传递的转矩由4.2计算得9.99Nm=9.99103Nmm。 3） 由文献【1】表107选取齿宽系数为 d=1 。4） 由文献【1】表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa。5） 由文献【1】图1030选取区域系数ZH=2.433 。6） 由文献【1】图1021d按齿面硬度查得小齿面接触面强度极限Hlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa 。7） 循环应力系数 N1=60n1jLh=6014001(3836510)=7.3584109 N2=7.3584109/3.51=2.09641098) 由文献【1】图1019取接触疲劳系数KHN1=0.9；KHN2=0.95.9) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得 10) 由文献【1】图1026查得1=0.78，2=0.84则=1+2=1.62 。5.1.2.2计算1) 试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得2) 计算圆周速度 3) 计算齿宽b及模数mat 。 4) 计算纵向重合度。 =0.318dz1tan=0.318124tan13=1.7625) 计算载荷系数K 。已知使用系数KA=1，根据v=4.75,7级精度，由108查得动载系数Kv=1.14；由文献【1】表10-4查得KH=1.42；由文献【1】图1013查得KF=1.35；由文献【1】表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=11.141.21.42=1.946) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: 7) 计算模数mn。5.1.3按齿根弯曲强度设计公式为5.1.3.1 确定计算参数1) 计算载荷系数K=KaKvKFaKF=11.141.21.35=1.8472) 根据纵向重合度=1.762，从图10-28查得螺旋影响系数Y=0.88 。3) 计算当量齿数4) 查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.601;YFa2=2.1995) 查取应力校正系数 由文献【1】表10-5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.7816）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;大齿轮弯曲疲劳极限FE2=380Mpa; 7）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即9）计算大、小齿轮的大齿轮的数值大。5.1.3.2设计计算 对比此计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度的计算的法面模数，取m=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=69.29mm来计算应有的齿数。于是由 取z1=15,则z2=uz1=3.5115=52.65 。5.1.4几何尺寸计算5.1.4.1计算中心距将中心距圆整为70mm。5.1.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。5.1.4.3计算大、小齿轮分度圆直径5.1.4.4计算齿轮宽度 圆整后取B2=31mm;B1=36 mm。5.2低速级齿轮的设计5.21选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数(1)由于V带传动速度不高，故选用8级精度（GB 1009588）。(2)材料选择。由文献【1】表101选择小齿轮材料为45钢（调制）；硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=2.5124=60.24，取z2=60。5.2.2按齿面接触强度设计其设计公式为:5.2.2.1确定公式内个计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.3 。2)小齿轮传递的转矩由4.2计算得33.66Nm=3.366104Nmm。 3)有文献【1】表107选取齿宽系数为 d=1 。4)由文献【1】表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa。5)由文献【1】图1021d按齿面硬度查得小齿面接触面强度极限Hlim1=550Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=310Mpa 。6）循环应力次数 N1=60n1jLh=603991(3836510)=2.097109 N2=2.0971109/2.51=8.3551087) 由文献【1】图1019取接触疲劳系数KHN1=0.92；KHN2=0.97.8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得 5.2.2.2计算 1) 试算小齿轮分度圆直径dlt,代入H中较小的，由计算公式得 2) 计算圆周速度 3) 计算齿宽b 模数mt及b/h。 4) 计算载荷系数K 。已知使用系数KA=1，根据v=1.405,8级精度，由文献【1】图108查得动载系数Kv=0.6；由文献【1】表10-4查得KH=1.458； 由文献【1】图1013查得KF=1.31；由文献【1】表10-3查得KH=KF=1.4。故载荷系数K=KAKvKHKH=10.61.41.458=1.2255) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: 6) 计算模数m。5.2.3按齿根弯曲强度设计公式为5.2.3.1确定计算参数1) 计算载荷系数K=KaKvKFaKF=10.61.41.31=1.10042) 查取齿形系数由文献【1】表10-5查得YFa1=2.65;YFa2=2.283) 查取应力校正系数 由文献【1】表10-5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.734）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380Mpa;大齿轮弯曲疲劳极限FE2=320Mpa;5）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.95；6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即7）计算大、小齿轮的大齿轮的数值大。5.2.3.2设计计算 对比此计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度的计算的法面模数，取m=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=65.946mm来计算应有的齿数。于是由 取z1=33,则z2=uz1=2.5133=82.83取Z2=83 。5.2.4几何尺寸计算5.2.4.1计算分度圆直径 5.2.4.2计算中心距5.2.4.3计算齿轮宽度 取B4=65mm,B3=70mm。6轴的结构设计6.1低速轴的结构设计6.1 .1求作用在齿轮上的力 各力的方向如图（6.1-2）式中：Ft圆周力，N； Fr径向力，N； Fn法向载荷，N；T3大齿轮的传递转矩，Nmm； d4大齿轮的分度圆直径，mm； 啮合角，=20。6.1.2 初步确定轴的最小直径先按下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取A0=112，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d- 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 式中：Tca联轴器转矩，Nmm; KA工作情况系数，考虑到转矩变化很小，故去KA=1.3； T2 大齿轮传递的转矩，Nmm。 在配合箱体其他零件的设计后，选用了GB/T5843-1986 YL5半联轴器，半联轴器的孔径d1=32,故选取d-=32mm,半联半联轴器与轴配合毂孔长度L1=60mm。6.1.3 轴的结构设计6.1.3.1轴上的零件的转配方 6.1.3.2根据轴的定位要求确定轴的各段直径的长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，和-段轴承的要求，-轴段右端需制出一轴肩，但同时又与轴承安装配合，在-轴的右端制一长25mm，厚2mm的套筒。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=35mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度L1=60mm。现取L-=85mm。2） 初步选取滚动轴承。因轴承没受到轴向力，故选择深沟滚动轴承。参照工作要求并根据d-= 35mm,由轴承选取目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6007，其尺寸为dDB=35mm62mm14mm,故d-=d-=35mm。在设计中，为配合整体要求 L-=14mm+L封油环=28mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6007型的轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此取d-=41mm。3） 取安装齿轮处的轴段-的直径d-=40mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为66mm，为了使端面可靠压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取L-=62mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径d-=45mm。轴环宽度b1.4h,故取L-=8mm4） 根据整体的配合装配要求取 L-=34mm L-=40mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.1.4轴向零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-=40mm由文献【1】表6-1查得平键截面bh=12mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm7mm60mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。6.1.5确定轴上圆周角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，轴端各倒角与轴肩处的圆角半径见零件图6.1.6 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（6.1-2 ）。简支梁的轴的支承跨距L=56mm+98mm=154mm。根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图（6.1-2 ） 从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、Mv及M的值列于附表（2）1-22周向定位因轴承没受到轴向力，故选择深沟滚动轴承。参1515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515151515附表（2）载 荷水 平 面 H垂 直 面 V支 反 力 FFNH1=621.87N，FNH2=355.36NFNV1=226.34N，FNV2=129.35N弯 矩 MMH=34824.72NmmMV=12675.04 Nmm总 弯 矩 M=37059.65Nmm扭 矩 TT=81110Nmm 6.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表151查得-1=60Mpa。因此ca250500时，n6a500时，n8200300箱座底凸缘周长之半n 44轴承旁联接螺栓直径d10.75 df箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df联接螺栓d2的间距l150200轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df定位销直径d（0.70.8）d2df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】表4-2df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】表4-2轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离l1c1 +c2+（510）大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与箱体内壁距离11.2齿轮端面与箱体内壁距离2箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851，m0.85轴承端盖外径D2、 D3凸缘式：D2D+(55.5) d3；嵌入式：D3 D+812；D为轴承座孔直径轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD2注：多级传动时，a取低速级中心距；对圆锥圆柱齿轮减速器，按圆柱齿轮传动中心距取值。附表（5）c1、c2值mm 螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30c1min14161822263440c2min12141620242835沉头座直径182226334048619.1箱体结构设计 箱体结构设计时，要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封和良好的工艺性。9.1.1箱体的刚度 为了避免箱体在加工和工作过程中产生不允许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，使齿轮产生偏载，影响减速器正常工作，在设计箱体时，首先应保证轴承座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体结构，当轴承座是剖分式结构时，还要保证箱体的联接刚度。9.1.1.1轴承座应有足够的壁厚 当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，由于安装轴承盖螺钉的需要，所确定的轴承座壁厚已具有足够的刚度（图9.1-1）。图9.1-1 轴承座孔壁厚9.1.1.2加支撑肋板或采用凸壁式箱体提高轴承座刚度 为提高轴承座刚度，一般减速器采用平壁式箱体加外肋结构（见图9.1-2a） 。大型减速器也可以采用凸壁式箱体结构（见图9.1-2b），其刚度大，外表整齐、光滑，但箱体制造工艺复杂。9.1.1.3为提高剖分式轴承座刚度设置凸台 为提高剖分式轴承座的联接刚度，轴承座孔两侧的联接螺栓要适当靠近，相应在孔两旁设置凸台。1） s值的确定 轴承座孔两侧螺栓的距离s不宜过大也不宜过小，一般取s=D2，D2为凸缘式轴承盖的外圆直径。s过大（见图9.1-3），不设凸台，轴承座刚度差。s过小（见图9.1-4），螺栓孔可能与轴承盖螺孔干涉，还可能与输油沟干涉，为保证扳手空间将会不必要地加大凸台高度。2） 凸台高度h值的确定 凸台高度h由联接螺栓中心线位置(s值)和保证装配时有足够的扳手空间(c1值)来确定（见图9.1-5）。为制造加工方便，各轴承座凸台高度应当一致，并且按最大轴承座凸台高度确定。凸台结构三视图关系如图9.1-6所示。位于高速级一侧箱盖凸台与箱壁结构的视图关系如图9.1-7（凸台位置在箱壁外侧）所示。图9.1-2 提高轴承座刚度的箱体结构a) 平壁式箱体加外肋 b）凸壁式箱体图9.1-3 s值过大 图9.1-4 s值过小图9.1-5 凸台高度的确定过程图9.1-6 箱盖凸台 图9.1-7 凸台在箱壁外侧3）凸缘应有一定厚度 为了保证箱盖与箱座的联接刚度，箱盖与箱座的联接凸缘应较箱壁厚些，约为（见图9.1-8a）。为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为，底面宽度B应超过内壁位置，。为地脚螺栓扳手空间的尺寸。图6.1-8b为正确结构，图6.1-8c所示结构是不正确的。图9.1-8 箱体联接凸缘及底座凸缘c）不正确9.1.2.箱体的密封 为了保证箱盖与箱座接合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度应有一定要求，一般要精刨到表面粗糙度值小于，重要的需刮研。凸缘联接螺栓的间距不宜过大，小型减速器应小于。9.2附件的功用和结构设计9.2.1视孔和视孔盖视孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油。视孔应设在箱盖的上部，以便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸应足够大，以便于检查和手能伸入箱内操作。9.2.2通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。如图6-9为简易式通气器，其通气孔不直接通向顶端，以免灰尘落人，所以用于较清洁的场合。图9.2-1 简易式通气器 综上述及参考文献【2】文献【2】表4-3、文献【2】表4-4，设计的视孔、视孔盖及通气器如下图9.2-2示。图9.2-29.2.3油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。其中，带有螺纹的游标尺结构简单，在减速器中应用较多。油标上有两条刻度线，分别表示最高油面和最低油面的位置。检查油面高度时拔出油标尺，以尺上油痕判断油面高度。其结构尺寸见文献【2】表4-12。 图9.39.2.4放油孔和螺塞、启盖螺钉、定位销和起吊装置9.2.4.1放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处（见图6.4-1）设置放油孔。放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油。(a)不正确(b)正确(c)正确（有半边孔入螺纹，工艺性差）图9.2.4-1放油孔的位置平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。螺塞有细牙螺纹圆柱螺塞和圆锥螺塞两种。圆锥螺塞能形成密封联接，不需附加密封；圆柱螺塞必须配置封油垫圈。 螺塞直径约为箱座壁厚的23倍。参考文献【2】文献【2】表4-7、文献【2】表4-8螺塞及封油垫圈的具体设计尺寸如下图9.4-2示。图9.4-29.2.4.2 起盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开。为此常在箱盖或箱座上设置12个起盖螺钉（见图9.4-3），其位置宜与联接螺栓共线，以便于钻孔。起盖螺钉直径与箱体凸缘联接螺栓直径相同，螺纹长度应大于箱盖凸缘厚度；螺钉端部制成圆柱形或半圆形，以避免损伤剖分面或端部螺纹。9.2.4.3 定位销定位销用