机械专业减速器设计论文

设计题目带式运输机传动装置的设计专业机械设计制造及其自动化目录设计任务书1一、课程设计题目设计带式运输机传动装置1二、设计任务1三、课程设计内容1四、设计进度2第一部分传动装置的总体设计2一、传动方案2二、该方案的优缺点2三、电动机的选择2四、传动装置总传动比的确定及个积分传动比的分配3五、计算传动装置的运动和动力参数4第二部分各齿轮的设计计算4一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）4二、低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）的设计11第三部分轴的设计13一、高速级轴的设计计算与校核13二、中间轴的结构设计18三、低速轴的结构设计19第四部分键的选择与校核21二中间轴上键的选择与校核21三低速轴上键的选择与校核21第五部分滚动轴承的选择与校核21第六部分联轴器的选择22第七部分箱体及附件设计23设计任务书一、课程设计题目设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据8运输机的工作拉力F/N4000运输带的工作速度VM/S16卷筒直径DMM400已知条件1）、工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35。2、使用折旧期8年（寿命）小时3840208H3、检修间隔期四年一大修，两年一中修，半年一小修。4、动力源电力，三相交流，电压380/2205、运输机速度允许误差56、一般机械厂制造，小批量生产。二、设计任务1按给定的原始数据（编号8），传动方案（编号D）设计减速器装置。2减速器装配图1张（A0）3零件图（齿轮、轴）2张（A3）4设计说明书一份。三、课程设计内容1传动方案的选择2电动机的选择3斜齿轮传动的设计计算4轴的设计5滚动轴承的选择6联轴器与键的选择、校核7零件图、装配图的绘制8设计计算说明书的编写四、设计进度1、第一阶段总体计算和传动件的参数计算2、第二阶段轴与轴系零件的设计3、第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核4、第四阶段零件图、装配图的绘制第一部分传动装置的总体设计一、传动方案二级同轴式圆柱斜齿轮减速器（方案简图如下）题号参数二、该方案的优缺点减速器横向尺寸较小，两大轮浸油深度可大致相同。齿轮相对于轴承对称布置。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差、润滑困难。三、电动机的选择1确定运输机所需功率PW由设计手册表17查得卷筒效率，已知运输带的工作拉力F4000N，工作速度16960WM/S将数据代入公式PWFV0KW961472确定电动机额定功率WP由课程设计手册表17查得弹性联轴器效率90联一对滚动轴承（球轴承）的效率90承8级精度一般齿轮啮合传动效率7齿据设计手册第18页公式（134）N210则传动装置的总效率32齿承联904972电动机所需的实际功率KWPWM3879046上式中运输机所需效率。3确定电动机转速MN卷筒转速IN47601436RW上式中D卷筒直径，卷筒线速度（运输带工作速度）。根据设计手册第185页式（135）得，电动机转速可选范围式中圆柱齿轮MWNI齿齿齿I传动比，卷筒转速WN由设计手册表18查得，单机圆柱齿轮传动比的范围46齿I将数据代入得根据电动机所需功率，转速12222750MIN2750146RMKWPM387MN，由课程设计手册表12Y系列（IP44）电动机的技术数据选定电动机型号Y132M4,技术数据如下图型号额定功率/KW满载转速R/MIN堵转转矩最大转矩质量KGY132M4751440222381外型尺寸如下（有设计手册表123查得）机座号ABCDEFGL132M2161788928801033515四、传动装置总传动比的确定及个积分传动比的分配计算总传动比低速级齿轮传动比高速级齿轮传动比减速器总传动比式中同时2128514760IINIWM由机械设计手册推荐，同轴式二级圆柱齿轮减速器3485121I则五、计算传动装置的运动和动力参数1电动机轴MNNPTKWRM74914059507I142减速器高速轴1KW754890749T35MIN10承联承联PRN3减速器中间轴2MNITKPRIN5209790347586IN1311齿承齿齿承齿4减速器低速轴3ITKWPRIN13879034520966MIN3422齿承齿齿承齿5卷筒轴MN518734联承将运动和动力参数计算结果整理并列于下表电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3卷筒轴转速NR/MIN14401440331876457645功率PKW75735706678转矩TNM4974487520958731385575传动比I1341I342I1效率90970970第二部分各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1齿轮的材料，精度和齿数选择因传递功率不大，转速不高，均用软齿面。齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。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。2设计计算1设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2按齿面接触疲劳强度设计，由机械设计式（1021）3212HEDTZUTK轴名参数计算过程结果3初定齿数比U和大小齿数以及螺旋角12Z由机械传动装置设计手册（上册）第168页推荐值，取43齿IU取小齿轮齿数21Z大齿轮齿数96U初选螺旋角54按接触强度设计由机械设计公式（1021）试算32112HEDTZUTK1确定公式中的计算数值A试选载荷系数6TB由机械设计图1026查得1098479021则C由机械设计图1030选取区域系数432HZD计算小齿轮传递转矩1TMNT41087359E由机械设计表107选取齿宽系数1DF由机械设计表106查得材料弹性影响系数2189AEMPZG由机械设计图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限AHMP601LIM大齿轮的接触强度极限AHP502LIMH由机械设计1013计算应力循环次数N43U21Z96U5612141087TDAHMP601LIM52LI计算过程结果91103808214060HNJLN9992338UI由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数9609102HNHNKJ计算接触疲劳许用应力取失效概率09，安全系数S1由机械设计式1012得AHNHMPSK528109642LIM21LI1则，许用接触应力AHH3724212计算（以下式子中下标T表示试算值）计算小齿轮1的分度圆直径，代人中较小值TD1HMDT86453981420742321计算圆周速度SMSNDT381064810计算齿宽B，法向模数T及齿高H39148647525751COS4COS81HBMMZDNTTT齿宽与齿高之比齿高模数齿宽计算纵向重合度96012HNHNK537HMDT8641751NT计算过程结果04215TAN243180TAN3180SINZMBDT计算载荷系数K根据,7级精度，由机械设计图108查得动载系数S21V由表102查得使用系数1AK由表104查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时，齿向载荷分布系数423H由图1013查得1F由表103查得齿间载荷系数21FHK故载荷系数728VAK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由机械设计式1010A得齿轮分度圆直径MDT0346172864331计算法向模数NMZDN85124COS036COS15按齿根弯曲强度校核由机械设计式（1017）FSADNYZKTM21CO1确定计算参数A计算载荷系数97132FVAB据纵向重合度，螺旋角15，从图1028查得螺旋角影响系042数875YC计算当量齿数04221VK4231H7FK281MD034618750Y计算过程结果103415COS9628597823231ZVD查取应力校正系数由表105查得7982SASAYY151FFE由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的AEMP50弯曲疲劳强度极限MPAFE382F由图1018取弯曲疲劳寿命系数89821FNFNKG计算弯曲疲劳许用应力由机械设计第206页推荐值得AFENFMPSK623185902211H计算大小齿轮的并加以比较，取其较大值用以计算模数FSAY014826237915521FSAY2设计计算法面模数MN3610148261245COS870879232对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按简明机75NNT械零件设计手册第305页渐开线圆柱齿轮模数GB135787标准，取281VZ07981621SASAY5FFAEMP01F3852921FNNK93261F014822FSAYMN36120NM计算过程结果20MM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NM度算得的分度圆直径来计算应有齿数。MD034612325COSCOS1NZ取2则4895341UZ取9526几何尺寸的计算1计算中心距AMMZN13215COS29COS21将中心距圆整并取标准中心距A2按圆整后的中心距修正螺旋角43620609721592RCOSARCOS21ZN因值变化大，故需修正参数等值HZK，查机械设计图1026得5418073021则查图1030得6HZ修正小齿轮1的分度圆直径381TD圆周速度SM34纵向重合度623计算大小齿轮分度圆直径MMZDN92067COS95142121Z952MA1254362097541362HZMD920147计算过程结果4计算齿轮宽度MDB01471根据机械设计第205页，将小齿轮宽度在圆整后加宽510MM，所以55021取5主要几何参数和几何尺寸计算结果目模数MN2齿数1Z95螺旋角436067分度圆直径MD9241齿顶圆直径061521NA齿根圆直径9754FMD中心距A12齿宽40B二、低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）的设计1、齿轮材料、精度和齿数的选择因传递功率不大，转速不高，均用软齿面。齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为RA16，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。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。2、设计计算1初定齿数比U和大小齿数以及螺旋角由机械传动装置设计手册（上册）第168页推荐值，取43Z2齿IU取小齿轮齿数19345021B432齿IU193Z结果项计算过程结果大齿轮齿数7634UZ初选螺旋角152几何尺寸计算计算中心距AMAMZN1259COS2769COS243中心距将中心距圆整并取标准按圆整后的中心距修正螺旋角1481948769RCOS2ARCOS3ZN3计算齿轮3、齿轮4的分度圆直径MMZDN021948COS57644计算齿轮宽度BD03根据机械设计第205页，将小齿轮3的宽度圆整后加宽510MM，所以455BB取5低速级齿轮3、4的主要几何尺寸计算结果目法面模数MN52齿数Z193Z764螺旋角18分度圆直径D020543D齿顶圆直径A54NAM7634U结果项计算过程结果齿根圆直径FD753912443NFMD中心距A齿宽503B第三部分轴的设计一、高速级轴的设计计算与校核1求轴1传递的功率、转速、转矩1PN1TMNTRNKW410875I32求作用在齿轮1上的力齿轮1分度圆直径D7NFTANTRT780692TA074COSNCOS10854241圆周力，径向力，轴向力的方向如图所示。TRF3初步确定轴的最小直径按机械设计式152初步估计轴的最小直径。选取材料为45钢，调质处理。根据表153，取,180AMNPD3172045331MI轴上开一个键槽，轴径增大53720IN为了与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器计算转矩1TKACA，查表141取,则51AKMNTCA25735481按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册MNTRNKWP410875IN3321MIND计算过程结果选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250NM半联轴器的孔径故取301DAB段直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度,半联轴器MDBA306L总长度82型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度DD1BS转动惯量质量Y/MMJ、J1，Z/MMTN/NMN/R/MIND1,D2,DZ/MMLLL1/MM/MM/MM/MMI/KGM2M/KGLX31250470030,32,35,38826082160753625002684轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1AB段安装联轴器，联轴器孔长L60,取,轴的左端用轴端MBA58挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径3D2AB段右端需配合轴肩，故BC段直径。根据轴承340CD端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。ML30MLB43取滚动轴承左边缘距箱体内壁之距离S8初选深沟球轴承型号6007，基本尺寸如下基本尺寸安装尺寸型号DDBSRMINADMINDMAXASRMAXMDBA30MLBA58340CDB计算过程结果60073562141415614轴承端盖的总宽度为19MM。滚动轴承宽度。取轴与滚动轴承MB4配合的CD段直径,。MDDC352DCL5取齿轮端面距箱体内壁之距离。小齿轮齿宽齿根圆直径7A501B，所以,01421NFFD8DFD386FG段与滚动轴承配合，故取。至此，已初MLDG7,35步确定高速轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向固定半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按由机械设计BA0表61查得平键截面，键长为。半联轴器和轴的78HBML5键配合。滚动轴承与轴采用轴肩定位。67JH（4）确定轴上圆角和倒角尺寸按机械设计课程设计手册表127，取轴端倒角，各轴肩处圆452角半径见零件图。5求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图如下。MDDC352LFD80MD3LGF17,5ML50键计算过程结果轴的支承跨距，,。根据轴的计算简13IHL47JIMLKJ图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及玩具和扭矩图可以看出截面J是轴的危险截面截面，现将计算出的截面J处的的值列于下表。MYJX载荷水平面XY垂直面ZY支反力FNXN10372NFZ549862071弯矩MMJ489MMJ70321总弯矩1493N84739210522扭矩TMN806按弯扭合成应力校核州的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面J）的强度。根据机械设计式1515及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数，轴的计算应力为6027MP3810450649221WTMCA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得。因此，故安全。AP6011CA7精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面由轴的结构图知，截面A、B、C、D只受扭矩作用，轴的最小直径是按扭转强度较宽裕确定的，所以这四个截面无需校核。齿轮强度也无需校核。只校核截面E右侧。2截面E右侧抗弯截面系数3335487M10DW抗扭截面系数092T截面E右侧的弯矩M为2472PCA72A601F35487MW109T计算过程结果MNM169447230截面E上的扭矩TE850截面上的弯曲应力AABMPW527截面上的扭转切应力TE41094轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得。截面上由于轴肩而形成AAABPMP527564011的理论应力集中系数按机械设计附表32查得。及3480638DDDR912由附图31得轴的材料敏性系数为801Q有效应力集中系数按式（附表34）7398011QK84124由附图32得尺寸系数；由附图33得扭转尺寸系数，65840轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为92轴未经表面强化处理，即，按式312及式112A得综合系数为1Q28190841756573K又由机械设计31及32得碳钢的特性系数5105,2，取取计算安全系数值，按式（156）（158）得CASNM1694TE8750ABMP92T4AB60MP2751A902841Q65084921Q10524597389704215389721SSKSCAMA设计安全数值为S15故可知其安全。轴的强度足够。5142SCA高速轴的设计计算完毕。二、中间轴的结构设计1求轴2传递的功率、转速、转矩2PN2TMNRKWP52109IN83672初步确定轴的最小直径根据机械设计表153，取10ANPD8316723310MI初步选取滚动轴承的型号为6007。53结构设计1拟定轴上零件的装配方案2确定轴上各段直径和长度（MM）最小直径，滚动轴承处轴段。滚动轴承选取6007。，滚动轴承和大齿轮用套筒作12D3512D3912L轴向固定。安装大齿轮轴段。齿轮轮毂宽。考虑齿轮的轴向定位，轴的宽度比轮毂短2MM,34030L。键（）齿轮右端定位轴环直径48,宽度64823L812HB3,51TD6034L小齿轮采用齿轮轴，齿宽为5045过渡轴段。615656D安装滚动轴承轴段。7D2377L3细部结构设计滚动轴承与轴的配合用过盈配合，轴端倒角1645轴肩过渡圆角。61R三、低速轴的结构设计1求轴3传递的功率、转速、转矩3PN3TMNRKW531078IN462确定轴3的最小直径，取10MINPAD20M945768330IN轴上开两个键槽，轴径增大10，。为了与联轴器的孔径相适应，D01945MI故需同时选取联轴器的型号。3联轴器计算转矩，查表141取,则3TKACAAKMNC1309658751按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册选LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩2500NM半联轴器的孔径，半联轴器与轴配合的毂孔长度。0D84L联轴器尺寸如下表轴孔长度型号公称转矩许用转速轴孔直径L1DD1BLX4250038705084112195100454初选滚动轴承型号6010基本尺寸安装尺寸DDBSRMINADMINDMAXASRMAX型号60115590181162835结构设计1拟定轴上零件的转配方案2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（MM）最小直径，安装联轴器处轴段,联轴器选取LX4。，联轴器和轴用普通平键作周向12D5012D821L固定，轴肩作轴向固定，轴肩高度为25安装滚动轴承和轴承挡圈轴段。滚动轴承宽度为18，。滚动轴承和齿轮之间用套筒作轴向36723D固定。安装套筒轴段。34D2653434LD安装齿轮4的轴段。齿宽为45。轮毂宽。考虑齿轮的轴向定位，该轴段的宽度比轮毂短2MM,580L，。键（）齿轮右端定位轴环高度,宽度784L651HB94,571T5AB过渡轴段。，67D267D067L安装滚动轴承轴段。8215883细部设计（尺寸单位MM）轴端倒角，12段轴肩倒圆角R2。轴承端盖总长度19MM，根据轴承段改的装拆及便于对轴承452添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离。套筒总长度24。34段轴肩倒圆角30LR4。45段齿轮定位轴肩倒圆角R2。78段倒圆角R1，轴端倒角452轴的设计计算完毕。第四部分键的选择与校核一高速轴上键的选择与校核（尺寸单位MM）键的尺寸（）倒角R016025,键长50MM78HB3041TT键的强度校核APMPKLDT2308571223键的材料用钢，AMP150所以，键的强度足够。P二中间轴上键的选择与校核键的尺寸（）倒角R025040,键长45MM812HB3051TT键的强度校核APMPKLDT79401258933键的材料用钢，AMP1502所以，键的强度足够。P三低速轴上键的选择与校核键的尺寸（）倒角R025040,键长70MM914HB8351TT键的强度校核APMPKLD的材料用钢，AMP15所以，键的强度足够。P键的校核完毕。第五部分滚动轴承的选择与校核只对高速轴进行滚动轴承的校核与高速轴配合的滚动轴承型号6007，基本额定动载荷,基本额定静载荷KNCR216KNCR510校核1径向载荷RF根据轴的分析，可知NR462071FR549822轴向载荷A根据轴的分析，NFA3901NFA39023当量动载荷P轴承1。按表136，根据工况（轻微冲击）取。750CA01PF。按表135，X056,Y18,根据机械设计式（138A）EFRA48181N390146207511ARPYFXF轴承2按表136取。，按表1330590CPFEFRA406525，X056,Y18。3719854960122ARPYF验算轴承寿命因故只验算2轴承。21P根据机械设计式（135），深沟球轴承取，基本而定动载荷PCNLH6013NC1620小时893107246HL减速器工作寿命为小时402H所以轴承寿命足够。H第六部分联轴器的选择根据工作要求，缓和冲击，保证减速器正常工作，选用弹性柱销联轴器，根据转矩小于联轴器公称转矩的条件，由机械设计课程设计手册表871高速轴（输入轴）联轴器查机械设计表141取，计算转矩，选取LX351AKMNTCA125735481弹性柱销联轴器。公称转矩许用转速为,故适用。标记LX3联轴器MN20IN70R。3546038TGBJA2低速轴（输出轴）联轴器取，计算转矩，选LX4型弹性柱销联轴器。1KMNCA1309658751公称转矩，许用转速，适用。标记为LX3联轴器MN250IN3870R。2148TGBJA第七部分箱体及附件设计一箱体设计减速器箱体结构尺寸表名称符号结构尺寸MM箱座（体）壁厚8箱盖壁厚118箱座、箱盖上的肋厚M、7M轴承旁凸台的高度和半径1RHH40、2R地脚螺栓直径与数目，6个1FD轴承旁联接螺栓直径1D2盖与座连接螺栓直径28轴承端盖螺钉直径343D视孔盖螺钉直径4D6大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11二视孔和