(精品论文)减速箱设计说明书

机械设计基础课程设计计算说明书题目:学院：专业：班级：设 计 者：目 录一、设计任务书11.设计题目12.传动简图13.设计数据14.设计工作量及要求1二、传动装置的总体设计21.选择电动机22.确定传动装置的总传动比及其分配3三、传动零件的设计计算51.普通V带传动的设计计算52.齿轮传动设计7四、减速器铸造箱体的主要结构尺寸11五、轴的设计131.高速轴设计132.低速轴设计18六、滚动轴承的选择和计算231.计算输入轴承232.计算输出轴承24七、键联接的选择和强度校核251.高速轴与V带轮用键联接252.高速轴与齿轮用键联接253.低速轴与齿轮用键联接264.低速轴与联轴器用键联接26八、联轴器的选择和计算27九、减速器的润滑281.齿轮润滑282.轴承润滑28十、绘制装配图及零件工作图29十一、设计小结30机械设计课程设计计算和说明部分结果一、 设计任务书1. 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。2. 传动简图3. 设计数据输送带拉力 (N)输送带速度 (m/s)驱动带轮直径 (mm) 滚筒及输送带效率h=0.96。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，请设计齿轮减速器（一级）。4. 设计工作量及要求4.1 独立完成设计说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计基础课程设计一书。4.2 绘制减速器装配图一张（一号图纸）。4.3 绘制减速器高速轴、低速轴上大齿轮各一张（二号或三号图纸）。二、 传动装置的总体设计1. 选择电动机1.1 选择电动机类型按工作条件，选用Y系列三相异步电动机1.2 选择电动机功率按 kW 选择电动机功率：；由电动机至工作机的总传动效率为:。式中各部分效率查表得：普通V带的效率，一对滚动轴承的效率（初选球轴承），闭式齿轮传动效率（初定8级精度），滑块联轴器的效率为，滚筒及输送带效率。则总传动效率为：根据，查表得，选取电动机的额定功率 （kW）1.3 选择电动机转速滚筒轴工作转速为： （r/min）根据输送机主轴转速n及有关机械传动的常用传动比范围，可知普通V带传动的传动比，单级齿轮减速器的传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 （r/min）符合这一范围的同步转速有三种，750r/min、1000r/min和1500r/min。优先选用同步转速为1000r/min的电动机查表17-1，选电动机同步转速为r/min，满载转速r/min的电动机。查得其型号和主要数据如下：表格 1电动机的安装及有关尺寸电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y160L-61110009702.02.0中心高H外形尺寸底脚安转尺寸地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸键公称尺寸160152. 确定传动装置的总传动比及其分配传动装置的总传动比根据i的大小可以在5%的范围内变化，即 取总传动比为。按传动比分配注意事项，初取V带传动比，则单级齿轮减速器的传动比为。 3. 计算传动装置的运动和动力参数3.1 计算各轴输入功率电动机轴 （kW）轴1（减速器高速轴） （kW）轴2（减速器低速轴） （kW）轴3（滚筒轴）（kW）3.2 计算各轴转速电动机轴 （r/min）轴1（减速器高速轴） （r/min）轴2（减速器低速轴） （r/min）轴3（滚筒轴） （r/min）3.3 计算各轴转矩电动机轴 （）轴1（减速器高速轴） （）轴2（减速器低速轴） （）轴3（滚筒轴） （）三、 传动零件的设计计算1. 普通V带传动的设计计算1.1 确定计算功率取=1.2，则 （kW）1.2 选取V带的型号根据计算功率和小轮转速，选用B型V带。1.3 去顶带轮基准直径、根据V带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列，选择小带轮基准直径mm。从动轮的基准直径 （mm）根据带轮的基准直径序列，mm1.4 验算带速v （m/s）带速v在5-15m/s范围内，故带速合适。1.5 确定V带的中心距和基准长度根据初选中心距mm则初定的V带基准长度 （mm）查表，选取相近的基准长度mm近似计算实际所需的中心距 （mm）1.6 验算小轮包角故小轮包角合适。1.7 确定带的根数z根据和，查表用内插法得单根B型V带的基本额定功率；根据和，查表用内插法得B型V带额定功率增量；根据，查表得包角修正系数；根据mm，得带长修正系数，则取z=710根。由以上分析计算可知，七槽B型V带传动可用。1.8 计算V带合适的初拉力 1.9 计算作用轴上的载荷 （N）1.10 带轮的结构查机械工程手册得出带轮结构的基本参数如下：表格 2带轮的尺寸结构（mm）基准宽度基准线槽深基准线下槽深槽间距e槽边距最小轮缘厚带轮宽B外径轮槽角143.510.81912.57.5115132342. 齿轮传动设计2.1 选择齿轮类型、材料、精度及参数2.1.1 选用直齿圆柱齿轮传动。2.1.2 选择齿轮材料：考虑是普通减速器，无特殊的要求，故采用软齿齿面齿轮传动。由表7-4，选大、小齿轮的材料和热处理方式为小齿轮：45钢，调质处理，硬度为240HBS（比大轮高550HBS） 大齿轮：45钢，正火处理，硬度为200HBS2.1.3 查表7-5知，初取齿轮传动精度等级为8级。2.2 按齿面接触疲劳强度设计该齿轮传动属闭式软齿面，针对齿面点蚀，先按齿面接触疲劳强度计算几何尺寸，然后按齿概弯曲疲劳强度校核。由式（7-19）求小齿轮分度圆直径，即 （1） 小齿轮传递的转矩（前面的计算结果）（2） 选取载荷系数K 按中等冲击，查表7-6，取。（3） 选取齿宽系数 齿轮相对于轴承对称布置，两轮均为软齿面，查表7-7，取。（4） 确定材料的弹性系数 两轮均为钢，查表7-8，得。（5） 确定许用接触应力 齿轮材料45钢，调质或正火，据此查表7-9得小齿轮：硬度为240HBS，大齿轮：硬度为200HBS，取较小值和其他参数代入公式，可初算小齿轮分度圆直径为 则可求得（1） 中心矩考虑加工、测量的方便，圆整后取（2） 模数 由经验公式可得由表7-1，取标准模数。（3） 齿数 满足与的齿数和为对于软齿面闭式传动，值一般在2040之间，故取，则（4） 传动比，据此可验算传动比误差，即（在5%内，允许）（5） 其他几何尺寸分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径中心矩齿轮宽度 ，取。（6） 齿轮圆周速度查表7-5，选齿轮传动精度等级为8级合宜。齿轮几何尺寸表序号名称计算公式高速齿轮低速齿轮1模数2齿数3分度圆压力角4齿顶高5齿根高6齿全高7顶隙8分度圆直径9齿顶圆直径10齿根圆直径11基圆直径12分度圆齿距13分度圆齿厚14分度圆齿槽宽15齿轮宽度15中心矩2.3 校核齿根弯曲疲劳强度由式（7-20）可知，齿根弯曲疲劳强度的校核公式为 （1） 确定复合齿形系数 查表7-10，得，；，。（2） 确定许用弯曲应力 齿轮材料45钢，小齿轮调质，大齿轮正火，据此查表7-9得小齿轮：硬度为240HBS，大齿轮：硬度为200HBS，（3） 校核计算 齿根弯曲强度足够。四、 减速器铸造箱体的主要结构尺寸计算结果列于下表：名称代号尺寸（mm）箱座壁厚10箱盖壁厚8箱座凸缘厚度14箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径24地脚螺栓数目6轴承旁联接螺栓直径18箱盖与箱座联接螺栓直径12联接螺栓的间距100150轴承端盖螺钉直径12检查孔盖螺钉直径10定位销直径10、至外箱壁距离40、至凸缘边缘距离30沉头座直径48轴承旁凸台半径30凸台高度300外箱壁至轴承座端面距离75轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离20箱盖、箱座肋厚785轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离五、 轴的设计1. 高速轴设计1.1 选择轴的材料选取45钢，调质，硬度为217255HBS。1.2 初步估算轴的最小直径由前面的计算结果得：，。A查表可知在107118间，取。则：1.3 轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸大带轮段：由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%，取，又带轮的宽度，则第一段的长度；轴承端盖段：根据定位要求，取，根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的端面间的距离为20mm，则取。轴承段：选用6209型深沟球轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为。齿轮段：取，根据前面计算结果可知小齿轮的宽度，故取。齿轮右端轴承台肩段：此段为齿轮定位段，其直径取，根据间隙距离要求，该段长度取。轴承段：选用6209型深沟球轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为。两轴承支点间的距离式中，小齿轮齿宽； 箱体内壁与小齿轮端面的间隙； 箱体内壁至轴承端面的距离； 轴承宽度； 高速轴的总长度：1.4 校核轴的强度(1)两支承点距离LAB=160mm，齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=80mm,皮带轮中心距B支承LDB=127mm(2)高速轴受力示意图： (3)轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径d1=96mm已知高速轴上的扭矩T1=296600Nmm圆周力：求径向力：因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=80mmA、轴受力示意图（如上页图a）B、绘制轴受力简图（如上页图b）轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分：其中A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：水平支反力:Fay齿 = FtLBC/ LAB =618080/160=3090N； Fby齿 = Ft- Fay齿=3090N；以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。垂直支反力为：Faz齿 = Fr LBC/ LAB =225080/160=1125N；FbZ齿 = Fr- Faz齿=1125N；B、皮带拉力在支点产生的支反力为：Fa带=FDLBD/ LAB =3270127/160=2596NFb带= FD + Fa带=3270+2596=5866N(4)绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图c）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1= Faz齿L/2=1125160/2=90000N.mm=90N.m（5）绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图d）截面C在水平面弯矩亦对称，为:Mc2= Fay齿L/2=3090160/2=247200N.m=247.2N.m (6)绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图e）（7）绘制FD皮带拉力产生弯矩图(如图f)MB3=FDLBD=3270127=415290Nmm=415.29N.mMC3= MB3/2=415.29/2=207.65N.m（8）绘制合成弯矩图（如上页图g）因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：MC合2=MC3+MC合1=207.65+263.1=470.75N.mMB合2 = MB3+0=415.29N.m（9）绘制转矩图（如上上页图h）转矩：Nm（10)绘制当量弯矩图（如上上页图i）由图中可知C、B截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，取=0.6，则截面C、B处的当量弯矩：Mec=MC合22+(T)21/2=470.752+(0.6296.6)21/2=503.3NmMeB=MB合2+(T)21/2=415.292+(0.6296.6)21/2=451.83Nm(11)校核危险截面C、B处的强度从合成后的当量弯矩图中可知c截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。由P206表11-2查得轴材料及强度：45号钢调质B=650MPa， -1=60MPa由公式，求得：经验算：轴的强度足够。2. 低速轴设计2.1 选择轴的材料选取45钢，调质，硬度为217255HBS。2.2 初步估算轴的最小直径由前面的计算结果得：，。A查表可知在107118间，取。则：2.3 轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸联轴器联接段：由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加3%，取，根据计算转矩，查标准GB/T5014-2003，选用LXY4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为142mm，故取第一段的长度；轴承端盖段：根据定位要求，取，根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的端面间的距离为20mm，则取。轴承段：选用6215型深沟球轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为。齿轮段：取，根据前面计算结果可知大齿轮的宽度，为了保证定位的可靠性，故取。齿轮右端轴承台肩段：此段为齿轮定位段，其直径取，根据间隙距离要求，该段长度取。轴承段：选用6215型深沟球轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为。两轴承支点间的距离式中，大齿轮齿宽； 箱体内壁与小齿轮端面的间隙； 箱体内壁至轴承端面的距离； 轴承宽度； 低速轴的总长度：2.4 校核轴的强度(1)两支承点距离LAB=160mm，齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=80mm, (2)高速轴受力示意图： (3)轴受力情况计算已知大齿轮分度圆直径d2=504mm已知低速轴上的扭矩T2=1452500Nmm圆周力：求径向力：因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：LA=LB=80mm具体计算如下：A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ水平方向的支反力:FAY=FBY= Ft/2=5764/2=2882N垂直方向的支反力:FAZ=FBZ= Fr/2=2098/2=1049NB、由于两边对称，截面C的弯矩也对称在水平面内弯矩为MC1=FAY L/2=2882160/2=230560N.mm=230.56NmC、截面C在垂直面内弯矩为MC2=FAZ L/2=1049160/2=83920N.mm=83.92Nm D、计算合成弯矩转矩：N.mE、计算当量弯矩：取=0.6Mec =MC2+(T)21/2=245.42+(0.61452.5)21/2=905.4NmF、校核危险截面C的强度由P206表11-2查得轴材料及强度：45号钢调质B=650MPa， ,由公式，求得：经验算,此轴强度足够六、 滚动轴承的选择和计算根据条件，轴承寿命不少于15000小时。考虑本减速器为直齿轮传动，不受轴向载荷因此选用深沟球轴承。国家标准深沟球轴承参数表（GB/T276-1994）型号内径外径宽度动负荷静负荷极限转速（油）极限转速（脂）6209D45D85B1931500N20500N9000rpm7000rpm6215D75D130B2566000N49500N5600rpm4500rpm1. 计算输入轴承1.1 初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到径向力作用，所以1.2 求轴承应的的径向基本额定动负荷N1.3 选择轴承型号查表，选择6209轴承，。由公式由前面计算及查表得：，则轴承寿命为： 经验算，此轴承满足使用要求。2. 计算输出轴承2.1 初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到径向力作用，所以2.2 求轴承应的的径向基本额定动负荷N2.3 选择轴承型号查表，选择6215轴承，。由公式由前面计算及查表得：，则轴承寿命为： 经验算，此轴承满足使用要求。七、 键联接的选择和强度校核1. 高速轴与V带轮用键联接1.1 选用单圆头普通平键 按轴径d=38mm及轮毂长，查表选用（GB/T 1096-2003）。1.2 强度校核键材料选用45号钢，V带轮材料为铸铁键联接的许用应力键的工作长度，挤压应力所设计键联接安全。2. 高速轴与齿轮用键联接2.1 选用圆头普通平键 按轴径d=50mm及轮毂长，查表选用（GB/T 1096-2003）。2.2 强度校核键和齿轮均选用45号钢，键联接的许用应力键的工作长度，挤压应力所设计键联接安全。3. 低速轴与齿轮用键联接3.1 选用圆头普通平键按轴径d=80mm及轮毂长，查表选用（GB/T 1096-2003）。3.2 强度校核键和齿轮均选用45号钢，键联接的许用应力键的工作长度，挤压应力所设计键联接安全。4. 低速轴与联轴器用键联接4.1 选用单圆头普通平键 按轴径d=63mm及半联轴器长度，查表选用（GB/T 1096-2003）。4.2 强度校核键和联轴器均选用45号钢，键联接的许用应力键的工作长度，挤压应力所设计键联接安全。八、 联轴器的选择和计算联轴器的计算转矩：查标准GB/T5014-2003，选用LXY4型弹性柱销联轴器：许用转矩许用转速配合轴径d=63mm配合长度九、 减速器的润滑1. 齿轮润滑齿轮传动的圆周速度因，所以采用浸油润滑，查表选用L-AN22全损耗系统用油（GB 443-1989）,大齿轮浸入油中的深度约为1个齿高，但不应少于10mm。浸油润滑中的油池应保持一定深度，一般大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离不小于4050mm。2. 轴承润滑由于传动件的速度不高， ，轴承润滑采用润滑脂润滑，查表选用钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充轴承空间的1/3-1/2，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂。十、 绘制装配图及零件工作图减速器的装配图和零件工作图参考附带的图纸。十一、 设计小结机械设计课程设计是在机械领域非常重要的实践性环节，是对机械设计基础的课程所学知识的一次具体的应用和实践，也是在大学里第一次集查找资料、计算、校核、设计、绘图等多道工序的独立实习，不仅加强了对课本知识的吸收和各方面的自学能力，还对于我们增强对于所学知识，方法的实际应用能力很有帮助。通过这次课程设计，让我初