机械基础课程设计-二级齿轮减速器说明书.docx

机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书 机械基础课程设计说 明 书题 目 名 称：二级齿轮减速器专 业：机械工程与自动化班 级：学号 学 生 姓 名：指导教师姓名：日 期：2012年1月9日评 定 成 绩： 机电工程系机械基础课程设计说明书指导教师评语从课程设计工作态度、工作量，说明书结构、数据处理、论点论据、图表和格式，图纸质量及存在不足的综合评语： 指导教师评阅成绩（按五级评分）： 指导教师: （签名） 年 月 日 目录设计题目：设计皮带运输传动装置一 皮带运输机传动运输方案的论证二. 电动机选择.三 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比四 计算传动装置的运动和动力参数.五 传动零件的设计计算1.V带设计.2.齿轮的设计计算3 轴的设计计算.4轴承的选择六 键和联轴器选择七 箱体及附件设计.八.润滑及密封方式选择.九 设计小结参考资料.设计题目：设计皮带运输传动装置任务书：题目一、2-21. 要求：传动方案拟定，用电机，V带，减速器，连轴器，工作机构成。2.工作条件：双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命2年，减速器使用年限5年，运动带允许误差卤5%wwwwwww。3.已知条件：运输带卷筒转速41r/min,减速箱输出轴功率3.25马力。一、皮带运输机传动方案的论证1. 组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电动机转速高，传动功率大，V带传动平稳，并且在传输带过载时对减速箱进行保护，所以将V带设置在高速级。 其传动方案如下：展开式二、电动机的选择 1.电机所需功率 手册第3页表I-7 艐v=0.95 ：v带传动效率 =0.98 ：齿轮传动效率 =0.99 :轴承传动效率 =0.99 ：联轴器传动效率已知输出功率为减速器输出轴功率；则总效率 = xx=0.95x 0.993x =0.8853 =2.6983KW确定电机转速：查指导书V带传动比范围i=24，圆柱齿轮传动比范围i=840所以=nx(24)x(840),因此电机转速范围为：6566560r/min根据手册155页表12-1有四种电机可选则方案电动机型号额定功率KW同步转速r/min额定转速r/min重量Kg传动装置的传动比总传动比V带减速器1Y100L-23300028803366.982.823.922Y100L2-43150014203833.022.811.793Y132S-6310009606322.322.87.974Y132M-837507107916.512.85.90综合考虑电动机价格和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y100L2-4，其主要参数如下： 额定功率kW满载转速同步转速质量 ADEFGHADABHDL314201500381602860824112190245265340三、计算传动装置的总传动比及分配的各级传动比1.传动装置的总传动比总传动比：=34.92.分配各级传动比 =iviv取值范围为24，取iv=2.8 iv=2.8 =12.46按展开式布置：=（1.31.5） 取=1.3 =2.8 =4.02四、计算各轴的功率、转速和转矩 1.各轴转速： I轴：n1=510.71r/min II轴：n2=165.28 III轴：n3=41.11r/min IV轴： n3=n42.各轴输入功率： I轴：p1=2.5634KW II轴：p2=2.4870KW III轴：p3=2.4129KW IV轴：p4=2.3649KW3.各轴输入转矩： I轴： T1=9550x=47.93 II轴：T2=9550x=143.69 III轴：T3=9550x=560.42 IV轴：T4=549.27五、传动零件的设计计算1、普通V带传动设计已知条件：2.6983KW ， iv=2.8 ， =1430r/min1. 计算PC由课本表8-7,选KA=1.2(双班制) PC=1.2x2.6983=3.2380KW2.选择V带类型由=1430r/min , PC=3.2380KW , 查课本图8-11,采用A带型3.确定带轮的基准直径并验算带速V1）初选小带轮的基准直径由课本表8-6,8-8 取d1=100mm2)验算带速VV=7.48m/s 5V25m/s (合适) 3)计算大带轮的基准直径 =280mm4.确定中心距a,并选择V带的基准长度d 1）初定中心距 0.7（d1+d2）a2(d1+d2) 取a0=500mm 2)计算相应的带长L0L0=2a0+ 14(d2-d1)2/a0=1613mm 由课本8-2：取Ld=1600mm 3）计算实际中心距 a=a0+12(Ld-L0)=500+(1600-1613)/2=493.6mm5.验算包角： d2-d1ax57.3=15990(合理)6.求V带根数： Z=由n1=1420r/min, d1=100mm 由课本表8-4a：P0=1.32KW由课本表8-4b查得：鈭哖0=0.17KW,表8-5查得：包角系数K伪=0.95,表8-2查得：带长修正系数KL=0.99由Z=2.31取z=37.作用在带轮轴上的压力：Z=FQA型带：q=0.1kg/m 初拉力F0=500pcZV(-1)+q190N作用在带轮上的压力： FQ=2ZF0sin伪2=2x3x190x=1121.09N2、齿轮的设计计算 高速级齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，低速级齿轮采用直齿圆柱齿轮传动。初步判定小齿轮选材为45 (调质)280HBS，大齿选材45#（调质）240HBS，均为8级精度，初选Z1=24. 材料选择取SH=1 , SF =1.4 未1Hlim=600MPA 未2Hlim=550MPA 未1FE=500MPA 未2FE=380MPA 未H1=未1HlimSH=570MPA 未H2=539MPA 未F1=321.43MPA 未F2 =257.86MPA1.高速级齿轮设计1）. 软齿面按齿面接触疲劳强度设计：8级精度制造，均匀载荷，载荷系数K=1.6（有轻度振动）由表10-7取齿宽系数：=1 =14查课本表10-6，ZE=189.8 , 压力角=20，取ZH=2.433,=1.60 T2=47.45，u=2.8, 未H1=未1HlimSH=588MPA , 未H2=550MPA569MPA ）=42.7365mm 计算圆周速度 v=1.1428m/sB=42.7365mm m=1.7282 h=3.8885 b/h=10.99计算纵向重合度=1.903计算载荷系数。ka=1，kv=1.1，k=2.233计算实际风度圆直径d1=47.7579mm要求传递动力：m=d1cos/Z1=1.93mm 2).齿根弯曲强度校核：查课本表10-5:YFa1=2.592， YSa1=1.596 ， YFa2=2.16，YSa2=1.80载荷系数K=2.1175,由图10-28，0.88，纵向重合度=1.903由大齿轮的大于小齿轮的，故=1.4360mm3)综上，取=1.5mm, Z1=31, Z2 =125,a=121mm, b1=55mm b2=50mm大小分度圆直径：d1=48.09mm，d2=193.91mm2.低速级齿轮设计 1）. 软齿面按齿面接触疲劳强度设计：8级精度制造，均匀载荷，载荷系数K=1.3有轻度振动）由表10-7取齿宽系数：=1查课本表10-6，ZE=189.8 , 压力角=20 T1=142.25,u=4.02 未H1=未1HlimSH=588MPA ， 未H2=550MPA，取SH=1 ）=33.13mm 圆周速度=0.2867m/s 齿宽b=33.13mm b/h=17.81实际分度圆直径d1=34.32mm模数m=d1/z1=0.858mm2）.齿根弯曲强度校核：查课本表10-5:YFa1=2.40， YSa1=1.67 ， YFa2=2.15，：YSa2=1.82 由图10-20c, 未1FE=500MPA , 未2FE=380MPA 取SF =1.4 未F1=321.43MPA ， 未F2 =257.86MPA载荷系数K=1.0 由大齿轮的大于小齿轮的，故 m=0.65mm3) .综上，取m=0.8mm, Z1=43, Z2 =133,a=70mm, b1=40mm b2=35mm3、轴的设计计算1) 轴的布置轴的布置参照图已知数据考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s=10 mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10 mm.为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5 mm。初取轴承宽度分别为n1=20 mm，n2=22 mm，n3=22 mm。3根轴的支承跨距分别为： =145 mm； =147 mm； =147 mm；2) 轴的设计 高速轴（1轴）的设计轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理 45号钢，调质。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。图中53206.654745053206.6577974.41 53206.65 43760.1866091.2=145mm；=52.5mm；=92.5mm；a) 计算齿轮的啮合力b) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 Nmm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c) 求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 Nmm Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所示。d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。 MC1=53206.65N.mm Mc2=77974.41n。mm传动力矩 47450 Nmme）轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： ，取折算系数0.6由式所以 11.14mm, f）轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 初步确定轴的最小直径，由式（15-2）估算，为21mm查表得，所选电动机轴直径输入轴端选用弹性套柱销联轴器 Tn=125N.mm,n=4600r/min；输入轴端直径选用de=32mm；安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定所以高速轴的结构设计如下: 中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质a) 轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。(a)（a）轴的受力简图；（b）轴在水平面内的受力分析；（c）轴在垂直面内的受力简图；(b)(c)图中=177mm； ； 计算齿轮的啮合力轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 92327.34 Nmm 136741 Nmm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 10195.41 Nmm = -15635.07Nmm26908.83 Nmm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 = 1821.34 N = 2382.30 N轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承B上。 92888.56 Nmm 93461.82 Nmm Nmm =112329.53 Nmm b) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得：45号钢调质处理， 取折算系数0.6由式 所以 26.99 mm 29.77 mm在轴C、D段开有二个键槽，直径增大4%，28.07 mm，30.96 mm轴的结构设计安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D(0.30.35)a=(0.30.35)118=35.441.3 mm。取减速器中间轴的危险截面的直径 =40 mm；减速器中间轴的结构图。112329.5392888.5693461.82、低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质受力简图V面受力简图H面内的受力简图=177 mm； a) 计算齿轮的啮合力 求水平面内的支承反力，轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 N N 116240.21 Nmm 求垂直面内的支承反力，轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 N N 42298.58 Nmm 求支承反力，合成弯矩，转矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 Nmm 396969 Nmm b) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： 取折算系数0.6由式 所以 35.76 mm 在轴C段开有1个键槽，直径增大4%，37.19 mmc) 轴的结构设计按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径=(0.30.35)a=(0.30.35)170=5159.5 mm。安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定取减速器中间轴的危险截面的直径= 56 mm；减速器低速轴的结构图:396969123697.0344、减速器滚动轴承的选择1) 高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，考虑到平衡斜齿轮产生的轴向力轴承类型选择角接触球轴承。轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N基本额定动载荷 KN，基本额定静载荷 KN轴承工作转速 r/min初选滚动轴承 6206 GBT27694 (参见附录E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09,径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6206 GBT27694 满足要求。相关数据如下：D=72 mm B=19 mm mm 2) 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择选择角接触球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N工作转速 r/min初选轴承 6307 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷33.2 KN基本额定静载荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6307 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=80 mm B=21 mm mm 3) 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N工作转速 r/min初选轴承 6239 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷31.5 KN径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6239 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=85 mm B=19 mm mm 六、键联接和联轴器的选择1) 高速轴（1轴）由前面的计算结果知：工作转矩T=24.42 Nm，工作转速 r/min选择工作情况系数 K=1.75计算转矩 Nm选A型普通平键： 初选键：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm参考文献5表4-3-18，=110MPa，=90MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2) 中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩T=112.33 Nm选A型普通平键。高速极大齿轮连接键：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm键 1232 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速级小齿轮：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm键 1280 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。3) 低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择由前面的计算结果知：工作转矩 T = 396.96Nm齿轮连接处选A型普通平键：初取：b=16 mm，h=10 mm，L=50 mm，l=34 mm键 1650 GB107679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。联轴器设计，由前面的计算结果知：选择工作情况系数 K=1.75计算转矩 Nm选HL型弹性套柱销联轴器。按文献6中表17-9，选用HL4联轴器，型号为: GB432384。许用转矩T=1250 Nm ,许用转速n=4000 r/min.因T,nn,故该联轴器满足要求。联轴器处选A型普通平键初取：b=10 mm，h=8 mm，L=74 mm，l=64 mm 键 1074 GB107679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。七、减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸：箱体壁厚： 箱盖壁厚： 箱座凸缘厚度： 箱盖凸缘厚度： 箱座底凸缘厚度： 箱座上的肋厚： 箱盖上的肋厚： 地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 地脚凸缘尺寸： 轴承旁联接螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 上下箱联结螺栓直径： 螺栓通孔直径： 螺栓沉头座直径： 剖分面凸缘尺寸： 定位销直径： 轴承旁凸台半径： 大齿轮顶圆与内箱壁距离 箱体外壁至轴承座端面距离 剖分面至底面高度： 轴承盖：1轴：2轴：3轴：八、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，GB 5903-95，粘度牌号：L-CKB150，运动粘度135165 mm/s(40)，倾点-8,粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，GB7324-94，代号1号，滴点大于170，工作锥入度3134mm（25，150g）密封用毡圈密封。九、设计小结在此次的机械课程设计中，通过对减速器的设计，我有了很多的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力。对减速器的所有组件都有了更加深刻的理解，为后续课程的学习奠定了坚实的基础。而且，这次课程设计过程中，我与同班同学们的激烈讨论让我认识深刻地感受到了“众人拾材火焰高”。其次，通过这次课程设计，对减速器各传动机构以及机构选型、运动方案的确定以及齿轮传动进行运动分析有了初步详细精确的了解，这都将为我以后参加工作实践有很大的帮助。我觉得非常有成就感，培养了我对机械课程设计很深的学习兴趣。这次课程设计我投入了不少时间和精力，我觉得这是值得的。我独立思考的能力得到了进一步的加强，与此同时，又增强了我对机械设计的理解。在我的设计过程中，我采用了边设计边查阅资料的形式，只有不断地翻阅资料，我才能更加了解减速器的构成及其减速原理等知识。在这次的减速器设计中，我显得很是幼稚不成熟，但