减速器word说明书.doc

Hefei University课程设计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： xxx 学号： xxxxxx 导师： xxxxx 2016年1月6日目录第 1 章 机械设计课程设计任务书11.1. 设计题目11.2. 设计数据11.3. 设计要求11.4. 设计说明书的主要内容21.5. 课程设计日程安排2第 2 章 传动装置的总体设计32.1. 传动方案拟定32.2. 电动机的选择32.3. 计算总传动比及分配各级的传动比52.4. 运动参数及动力参数计算5第 3 章 传动零件的设计计算83.1. V带传动设计83.2. 高速级齿轮传动设计113.3. 低速级齿轮传动设计163.4. 齿轮结构设计17第 4 章 轴的设计计算214.1轴的材料选择214.2轴的初算轴径214.3 轴的结构设计214.4 轴的强度校核23第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算255.1. 滚动轴承的选择255.2. 滚动轴承校核25第 6 章 键联接的选择及计算286.1. 键连接的选择286.2. 键连接的校核28第 7 章 联轴器的选择与校核307.1. 低速轴上联轴器的选择与校核30第 8 章 减速器润滑方式和密封类型选择31第 9 章 减速器附件的选择和设计32第 10 章 减速器箱体设计33设计小结35参考文献36机械设计课程设计第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)37500.623001.3. 设计要求1. 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为5%。2. 使用UGNX完成减速器三维建模。3 减速器装配图A0 一张4 零件图2张5. 设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段12月21日1天2)传动装置总体设计阶段12月21日1天3)传动装置设计计算阶段12月22日12月24日3天4)减速器装配图设计阶段12月25日12月31日5天5)零件工作图绘制阶段1月4日 1月 5日2天6)设计计算说明书编写阶段1月 6日1天7)设计总结和答辩1月 7日1天34机械设计课程设计第 2 章 传动装置的总体设计2.1. 传动方案拟定如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1工作，通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上，带动运输带4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难2.2. 电动机的选择2.2.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.2.2 选择电动机的功率工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=3750N，V=0.62m/s。则有：P=3.124KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知=0.96，=0.98，=0.96，=0.99，=0.96，则有： =0.96 =0.744所以电动机所需的工作功率为： P=3.124KW 取P=4KW2.2.3确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=840和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I=（840）（24）=16160工作机卷筒的转速为 n=39.470r/min 所以电动机转速的可选范围为 n=I=（16160）39.470 =（6326316）符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1500r/min。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y100L1-4.其满载转速为nd=1440r/min,额定功率为pw=4KW。2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比1）传动装置总传动比 I=36.482）分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比=2.8则I=13.02分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比3.95，低速级传动比为3.2992.4. 运动参数及动力参数计算电动机轴：转速：n=1440输入功率：P=P=4KW输出转矩：T=9.55=26.53Tm轴（高速轴）转速：n=514.29r/min输入功率：P=3.84W 输入转矩：T=69.88Tm 轴（中间轴）转速：n=130.20r/min输入功率：P=3.61W输入转矩：T=264.99Tm 轴（低速轴）转速：n=39.47r/min输入功率：P3.40W 输入转矩：T3=822.35Tm 卷筒轴：转速：n卷=39.47r/min输入功率：P=P =1.35 =3.30KW输入转矩：T卷=797.85Tm 则得传动装置运动和动力参数如下表轴名功率P（kW）转矩Tm转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴4.004.0026.531440.0036.482.800I轴3.843.7671.3169.88514.293.950II轴3.613.54264.99259.69130.203.299III轴3.403.33822.35805.9039.47卷筒轴3.303.23797.85781.8939.47表3 传动装置运动和动力参数第 3 章 传动零件的设计计算3.1. V带传动设计3.1.1 确定计算功率P 据p102表7.6查得工作情况系数K=1.1。故有： P=KP=4.4KW3.1.2 选择V带带型 据P和n有图7.11选用A型带。3.1.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d有7.3表7.7，取小带轮直径d=100mm。 （2）验算带速v，有： =7.54m/s 因为小于25m/s，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 取=280mm 传动比i=2.83.1.4 确定V带的中心距a和基准长度L (1)据7.22初定中心距a=300mm (2)计算带所需的基准长度 =1223.6mm由2表8-2选带的基准长度L=1250mm（3）计算实际中心距 =313.2mm3.1.5 验算小带轮上的包角=147.07度3.1.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查表7.3得 P=1.3KW 据n=1430，i=3和z型带，查得 P=P=Kbn1（1-1/ki）=0.2925*10(-3)*1430（1-1/1.1373）=0.014KW Kb-弯曲影响系数，由表7.4查得Kb=0.7725*10(-3) Ki-传动比系数，由表7.5查得Ki=1.14由表7.8查的K=0.91，由表7.2查的K=0.93，（2）计算V带根数z Z=3.62 故取4根。3.1.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1。所以 =133.14N应使实际拉力F大于（F）3.1.8 计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin =1021.44N3.1.9 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。有4P表14-18可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取32mm，由4P表14-18可知其结构为辐板式。3.2. 高速级齿轮传动设计3.2.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） （3）材料的选择。由【1】表8-2选择小齿轮材料为45钢（调质）,齿面硬度一般为217255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮的材料为45钢（正火），齿面硬度一般为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。3.2.2初算传动主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故安齿面接触疲劳强度进行计算。 确定公式中各数值 （1）小齿轮传递的转矩T=69820.53Nm （2）设计时，因v值未知， 不能确定，故可选载荷系数=1.11.8，取 =1.4。 （3）由【1】表8-6选取齿宽系数=1.1 （4）由【1】表8-5查弹性系数Z=189.8MP （5）初选螺旋角，由【1】图8-14查得节点区域系数ZH=2.47 （6）传动比I=4 （7）初选齿数Z1=22，则Z2=87 得端面重合度 =1.66 得轴面重合度 =1.63 则由【1】图8-15查得重合度系数。 （8）由【1】图8-24查得螺旋角系数。 （9）计算许用接触应力 由【1】图8-24（e）（a）得接触疲劳极限应力 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为 107 由【1】图8-29查得寿命系数，（允许局部点蚀） 取安全系数 故取 初算小齿轮的分度直径 =58.34MM3.2.3 确定传动尺寸 （1）计算载荷系数。由【1】表8-3查得使用系数因 V=1.57m/s由【1】图8-7查得动载系数由【1】图8-11查得齿向载荷分布系数（设轴刚性比较大）。由【1】表8-4查得齿间载荷分配系数故载荷系数（2）对进行修正。因K与有较大的差异，故需对按值计算出的进行修正，即 d1=53.83mm（2） 确定模数 Mn=2.06（查【1】表8-1，取2.5）（3） 计算传动尺寸。中心距 圆整为a=140mm，则螺旋角 因为值与初选值相差较大，故与值有关的数值需修正，修正后的结果是 ，。显然值改变后，的计算值变化很小，因此，不在修正和a。故 由。 又，取。3.2.4.按齿根弯曲疲劳强度设计 式中各参数：（1）K，T，值同前。（2）齿宽。（3）齿形系数和应力修正系数 当量齿数 ，由【1】图8-19查得，。由【1】图8-20查得，。（4） 由【1】图8-21查得重合度系数。（5） 由【1】图8-26查螺旋角系数。（6） 计算许用弯曲应力 由图8-28（f）（b）查得弯曲疲劳极限应力 ， 由【1】图8-30查得寿命系数 由【1】表8-7查得安全系数故 3.2.5. 计算齿轮传动其他几何尺寸1小齿轮齿数Z1222大齿轮齿数Z2873模数Mn2.50 mm4螺旋角13.30 5中心距a140.00 mm6分度园直径d156.514 mm7d2223.486 mm8小齿轮的宽度B165.0 mm9大齿轮的宽度B260.0 mm表3-1 高速级齿轮相关参数3.3. 低速级齿轮传动设计3.3.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） （3）材料的选择。由【1】表8-2选择小齿轮材料为45钢（调质）,齿面硬度一般为217255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮的材料为45钢（正火），齿面硬度一般为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。3.3.2 计算过程同上文3.2其中，3.3.3. 计算齿轮传动其他几何尺寸1小齿轮齿数Z1202大齿轮齿数Z2663模数Mn3.50mm4螺旋角13.855中心距a155.00mm6分度园直径d172.093mm7d2237.907mm8小齿轮的宽度B185.0mm9大齿轮的宽度B280.0mm表3-1 高速级齿轮相关参数3.4. 齿轮结构设计3.4.1高速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大齿轮结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=2.5/cos=2.55mm端面压力角端面齿顶高系数=1cos=0.981端面顶隙系数=0.25cos=0.245齿顶高=0.9812.55=2.50mm齿根高=（0.981+0.245)2.55=3.126mm全齿高=2.50 +3.126=5.626mm齿顶圆直径=58.58+22.50=63.58mm齿根圆直径=58.58-23.126=52.328mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=37mm，则小齿轮处的键选择为。则小齿轮的齿根圆到键槽底面的径向距离所以I轴为齿轮轴，如图3所示。2、大齿轮结构设计由于=216.42mm200mm,故选择腹板式结构，如图2所示（具体由教材图8.23a所示）。齿顶圆直径=211.42+22.5=216.42mm齿根圆直径=211.42-23.126=205.168mm其相关尺寸如下：=1.6d=1.637=59.2mm=-10=216.42-102.5=191.42mm=0.5(+)=125.31mm=0.25(-)=33.055mm=(2.54) =32.5=7.5mmC=(0.20.3)b=13mm19.5mm,取C=18mm。 3.126mm 63.58mm 52.328mm选齿轮轴腹板式结构 216.42mm 205.168mm=59.2mm=191.42mm=125.31mm=7.5mmC=18mm3.4.2低速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=4/cos=4.10mm端面压力角端面齿顶高系数=1cos=0.975端面顶隙系数=0.25cos=0.244齿顶高=0.9754.10=4.00mm齿根高=（0.975+0.244）4.10=5.00mm全齿高=4.00 +5.00=9.00mm齿顶圆直径=86.15+24=94.15mm齿根圆直径=86.15-25=76.15mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=37mm，则小齿轮处的键选择为。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离 ,故采用实心式结构。2、大齿轮结构设计由于=241.85mm200mm,故选择腹板式结构，如图2所示。齿顶圆直径=233.85+24=241.85mm齿根圆直径=233.85-25=223.85mm相关尺寸如下：=1.6d=1.637=59.2mm=-10=241.85-104=201.85mm=0.5(+)=130.53mm=0.25(-)=35.66mm=(2.54) =34=12mmC=(0.20.3)b=17.4mm26.1mm,取C=25mm5.00mm 94.15mm 76.15mm实心式结构腹板式结构 241.85mm 223.85mm=59.2mm= 201.85mm= 130.53mm=12mmC=25mm第 4 章 轴的设计计算4.1轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料45钢，调质处理。4.2轴的初算轴径 对于转轴，按扭转强度初算轴径，查表10.2得C=106118,考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=110。若取每对齿轮的机械效率，则=26.165mm，考虑键槽的影响并根据轴承内径，取圆整值=30mm。4.3 轴的结构设计4.3.1轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。；因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，估轴承部件采用两端固定方式。4.3.2尺寸设计图 4-2 中间轴简图（1）、各轴段的直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选30206：低速级小齿轮轴段 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段 （2）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定 ：轴环宽度 ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 4.3.3 轴上零件的周向定位 齿轮和轴的周向定位采用平键连接，段查得平键剖面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮与轴的配合代号，同样，段也采用平键剖面，其配合代号。滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选择。4.3.4 轴的结构工艺性 考虑轴的结构工艺性，轴肩处的轴角半径r=2mm； 轴端倒角取；为便于加工，两端齿轮的键槽布置在同一母线上。4.4 轴的强度校核1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定轴上安装30206轴承，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大齿轮的力作用点C到左支点A的距离，低速级小齿轮的力作用点D到右支点B的距离。两齿轮力作用点之间的距离。轴的受力简图为：图 4-3轴的受力简图2、计算轴上作用力齿轮2：; 齿轮3：；3、计算支反力（1）、垂直面支反力 图 4-4垂直面支反力 由，得 由，得 由轴上合力校核：，计算无误（2）、水平面支反力图 4-5水平面支反力由，得 由，得 由轴上合力校核：，计算无误（3）、总支反力为第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算5.1. 滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴30mm深沟球轴承7207AC轴35mm深沟球轴承7207AC轴50mm深沟球轴承7210AC5.2. 滚动轴承校核项 目计算及说明结 果已知数据1、计算轴承轴向力2、计算当量载荷3、校核轴承寿命已知数据：以低速轴轴承为例，由机械设计手册查7210AC轴承的动载荷，静载荷。1、计算轴承轴向力图7 轴承布置及受力图 由机械设计第五版表11.13查得7210AC轴承内部轴向力计算公式，则轴承I、II的内部轴向力为：以及的方向如图7所示。与同向。+=1260.60+1397.87=2658.47N,故+，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可知轴承I将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=2658.47N,=1260.60N。比较两轴承的受力：因,故只需校核轴承I。2、计算当量载荷由,查表11.12得e=0.46。因为所以 X=0.44，Y=1.23（由机械设计第五版表11.12查得）当量动载荷3、校核轴承寿命轴承在100摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.0由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五版表11.10得。故轴承I的寿命预期寿命显然，故满足要求。合格第 6 章 键联接的选择及计算6.1. 键连接的选择本设计中采用了普通A型平键连接，材料均为45钢，如下表：表5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴60mmA型键10*8*451轴43mmA型键10*8*45143mmA型键10*8*4516.2. 键连接的校核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核2、轴上键的校核 齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。3、轴上键的校核(1)、小齿轮处的键连接压力为： ，显然，,故强度足够。 (2)、大齿轮处的键连接压力为： ，,故强度足够。合格合格合格第 7 章 联轴器的选择与校核7.1. 低速轴上联轴器的选择与校核轴段直径为50mm,可选为LX3型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动端的代号为LX4联轴器JA5084GB/T5014-2003。其公称转矩为1250Nm，许用转速为4700r/min，轴孔长度为84mm，故符合要求，可以使用。第 8 章 减速器润滑方式和密封类型选择1、润滑方式的选择齿轮采用油润滑，滚动轴承采用脂润滑。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱，根据机械设计手册表7.11查得润滑油可采用代号为L-AN22的全损耗系统用油GB 443-1989。根据机械设计手册表7.12查得润滑脂可用代号为L-XACMGA2的合成锂基润滑脂GB/T492-1989。2、密封类型的选择减速器的密封方式采用毡圈油密封。第 9 章 减速器附件的选择和设计1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。其结构设计如装配图中所示。2. 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其结构设计如装配图中所示。3.油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 其结构设计如装配图中所示。4.通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. 其结构设计如装配图中所示。5 吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。6起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。7.定位销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。第 10 章 减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为3050mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性，外型简单，拔模方便。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mm）1箱座壁厚8mm2箱盖壁厚18mm3箱座凸缘厚度b12mm4箱盖凸缘