机械设计课程设计减速器正文.doc

齐齐哈尔大学普通高等教育论文用纸第一章 机器传动装置的总体设计方案1.1 电动机的选择计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果1 选择电动机（1）选择电动机的类型（）电动机功率的容量确定从电动机到工作机输送带之间的总效率（）确定电动机转速计 算 内 容按已知工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机工作机所需要的有效功率：式中：N，Vm/s，代入上式得：1.52kw式中：，分别为开式链传动、滚动轴承、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8 级）、开式带传动的效率，查表得 =0.93，=0.99， =0.97，4 =0.95，则传动的总效率为：=0.930.990.970.95=0.8399故电动机所需要功率为=/=1.520.8399=1.81KW因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，根据表9.1查选电动机的额定功率为2.2KWn=60v/d式中：v=0.8m/s,d=100mm则n3.14100r/min带传动比范围i1，单级圆锥齿轮传动比范围i2=,则总传动比范围为i=，可见电动机转速可选范围为：n=in=(620)153=9183060r/min符合这一范围的同步转速为常用的同V=1000r/min计 算 与 说 明NVm/s1.52kw =0.93=0.99 =0.97 =0.95=0.8399=1.81KWP=2.2KWn153r/min计 算 结 果2.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1)传动装置总传动比(2)分配各级传动比3 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各个轴的转速计算(2) 各轴的输入功率计算：(3) 各轴的转矩计算 和 v=1500r/min 两种。为了减少电动机的重量和价格,常选用同步转速为100r/min的Y系列电动机Y112M6型号的电动机,其满载转速nm=940r/min,中心高H=112mm,外伸轴颈围28mm,轴外伸长度为60mm.由总传动比：i = n/n=940/153=6.14i=ii为使V带传动的外部尺寸不致过大现取传动比i=3则带传动的传动比i=6.14/3=2.05I轴 n1 = nm/i带=940/3 =313.3r/min II轴 n2 = n1/i齿 = 313.3/2.05=152r/minI轴:P=1.810.951.720kwII轴:P=P1 =1.7200.990.971.651kw电动机T0=9550Pd/nm=955018.1/940=18.39NmT=9550P1/n1=95501.720/313=152Nm T=9550P2/n2=95501.651/152=103.73Nmn=940r/mini=6.14i=3i=2.05n=313.3r/minn=152r/minP1.720kwP1.651kwT=18.39NmT=152NmT=103.73Nm第二章 传动零件的设计轴系零件初步选择2.1 外部零件的设计计算计算内容计算与说明计算结果2.11 普通 V 带传动1.确定计算功率 Pca2.选取 V 带型号：3.计算小带轮基准直径dd1和大带轮基准直径dd2：验算带的速度：4.确定带的基准长度和传动中心距：计算实际中心距：5.验算主动轮上的包角：6.计算带的根数由表86查得工作情况系数KA=1.1,故: Pca=KAP=1.12.2=2.64（KW）根据 PC=2.64KW 和 nm =940r/min,根据图 8-8 可得的其工作点位于 A、B型区域，本题选择 A 型带由表83和表87取主动轮基准直径dd1=100mm，则从动带轮基准直径 :dd2=100i1=1003300mm根据表87,取dd2=315mmv=(nmdd1 )/（601000）9403.14100/601000=4.919 m/s 35 m/s带的速度合适根据0.7(dd1+ dd2)a2(dd1+ dd2),初步确定中心距a=450mm初算带的基准长度：L=2 a+(dd1+ dd2)+=2450+(100+315)+=1603mm由表82选取带的基准长度 L=1600mma= a+=450+=449mm=180-57.5=180-57.5=152.5120主动轮上的包角合适Pca=2.64KWA 型带dd1=100mmdd2=315mmv=4.919 m/sL=1603mmL=1600mma= 449mm=152.5计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果7.计算预紧力F8.计算作用在轴上的压轴力F由n=940r/min, dd1=100mm,i=3,查表85c和85d得:P=0.94,=0.11查表88得:K=0.93,查表82得:K=0.99,则:z=2.5取z=3根=500(-1)+qv查84得:q = 0.10kg / m,故F=500(-1)+0.104.919 =140.84NF=2Z =23140=820.8N选取 A 型带：A-14004z=3=140.84NF=820.8N2.1.2 链传动计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果1. 选择链轮齿数z2. 确定链条节距3. 验算链速：4.分度圆直径P=2.2KW，n2=152r/min, 取链轮齿数为19P=16.6根据链轮转速=152r/min及功率P=2.2KW,由图9-13选链号为12A双排链;再由表9-1查得链节距P=19.05mmV=0.92m/sd=115.7mm取d=150 mmZ=19P=16.6P=19.05mmV=0.92m/sd=150 mm2.2 减速器内部传动零件的设计计算2.2.1 齿轮传动：计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计1)确定公式内的各计算数值2)计算应力循环次数(1)选用锥齿轮传动(2)运输机为一般工作,速度不高,故选用8 级精度软齿面标准传动(3)材料选择,由表10-1选择小齿轮材料为45 钢.调质处理, 齿面硬度为240HBS；大齿轮选用 45 钢，正火处理，齿面硬度为 180HBS. 按接触强度设计计算，弯曲强度校核计算，齿面粗糙度均为3.2;(4)选取小齿轮齿数z=25,大齿轮数z=u z=325=75,取z=75由设计计算公式进行试算,即:试选载荷系数K=1.45;齿宽系数0.03;小齿轮转矩 T =5.24810Nmm由表10-6查得材料的弹性影响系数z=189.8MPa由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限N=60njL=60313.31(53001 =4.51210N=1.50410z=25z=75K=1.45;T=5.24810Nmm0.03;z=189.8MPaN=4.51210N=1.50410计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果3)计算接触疲劳许用应力试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值4)计算圆周速度V5)计算齿宽b及模数m6)计算载荷系数由图10-19查得接解疲劳寿命系数K=0.99;K=0.95安全系数S=1,由(10-12)得:=0.99600=594MPa=0.95550=522.5MPa 2.92=142V=6.78m/s锥距R=224.52mm齿宽m= =5.7mm根据V=6.78m/s,7级精度,可由图10-8查得动载系数K=1.12;由表10-4查得K计算公式与直齿轮的相同:K=1.12+0.18(1+0.6)+0.2310b将数据代入后得:K=1.12+0.18(1+0.61)1+0.23106.74=1.410=594MPa=522.5MPa=142V=6.78m/sR=224.52mmm=5.7mmK=1.12K=1.410计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径8)计算模数m3.按齿根弯曲强度设计1) 计算弯曲疲劳许用应力2)计算载荷系数4.几何尺寸计算由表10-2查得使用系数K=1;由图10-13查得K=1.35;由表10-3查得K=K=1.2,故荷系数K= K K K K=11.121.21.41=1.895由式(10-10a)得:=142=150.24mmm=/ z=150.24/25=6由式(10-24)得弯曲强度的设计公式为:m由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限=400MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K=0.85;K=0.88;取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得:=273.21MPa=251.43MPaK= K K K K=11.121.21.35=1.814由表10-5查取齿形系数得:=2.65;=2.226由表10-5查取应力校正系数得:=1.58;=1.74K=1K=1.35K=1.895=150.24mmm=6=273.21MPa=251.43MPaK=1.814计 算 内 容计 算 与 说 明计 算 结 果3)计算大、小齿轮的并加以比较 设计计算算出小齿轮齿数大齿轮齿数4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径2) 计算中心距3) 计算齿宽4) 大小结构设计=0.01533=0.01562大齿轮的数值大m =4.357mm圆整m=4 mmz=38z=338=114,取z=114= zm=384=152 mm= zm=1144=456 mm=304 mmB=0.3R=0.3224.52=67.36 mmu=z/z=cot=tan=75/25=3得1=18.43, 2=71.57d= m( z + 2 cos ) =4(38+2 cos18.43) =159.589mmd = m( z + 2 cos ) = 4(114+cos71.57)=458.529mmd = m( z -2.4 cos ) =4(38-2.4cos18.43)=142.892mmd = m( z - 2.4 cos ) =452.965mm= = arctan 2sin（）/z = 1.010a1 =1 + a1 =19.440m=4mmz=38z=114=152 mm= 456 mm=304 mmB=67.36 mma2 =2 + a2 = 72.582.3 初算轴的直径2.3.1 主动轴主动轮带轮轴颈估算：选轴的材料为 45 钢，正火，A=118107，根据表15-3，取A=112d= A=20 ，取 d=25mm小齿轮段传递功率 P= 2.640.950.99=2.483(KW),转速 n=438.96r/min，选轴的材料 45 钢，正火，d=29.7523.61mm，取 d=30mm2.3.2 从动轴链轮段轴径估算：传递功率 P=1.720KW，n=313.3r/min，选用 45 钢，正火，d=29.7530.5 取 d=32.5mm大齿轮段轴径：传递功率 P=1.651 KW，n=152r/min,d=32.1135.41,取 d=45mm2.4 初选滚动轴承因该减速器采用圆锥齿轮传动，齿轮受轴向、径向和周向载荷，使轴承是轴承承受较大的轴向和径向力，且需要调整传动件锥齿轮的轴向位置，所以可选用角接触球轴承和圆 锥滚子轴承。因圆锥滚子轴承装拆调整方便，价格低廉，所以采用之。第三章减速器结构与润滑3.1 箱体 箱体的选择箱体有铸造箱体和焊接箱体两种。前者刚性较好，外形美观，易于切削 加工，能吸收振动和消除噪声，但重量大，适用于批量生产。后者针对于单体或小批量生产的箱体，采用钢板和焊接而成，箱体壁薄，重量小，材料省，生产周期短但技术含量高。本题传动有轻微振动，考虑到技术性能而采用铸造箱体。3.2 减速器附件1窥视孔2通气器一件Q235A3轴承盖四件HT2004. 定位销两件销 GB117-86-B10305. 油面指示装置选用油标6. 油塞 一件Q235A M161.57. 起盖螺钉两件Q235A 螺栓 GB5783-86-M10258. 起吊装置两件Q235A 螺栓 GB825-88-M103.3 减速器润滑 该装置齿轮传动采用闭式，所以润滑油粘度荐用值为 118。又 v=6.78m/s,调质钢，齿面硬度280HBS,所以选用ckc150工业齿轮用油对于滚动轴承润滑，因为 v=6.78m/s，所以采用油润滑。第四章 减速器装配图设计比例尺：1：2 视图布置：采用三视图，局部剖视图、向视图以及局部放大视图。箱体结构方案采取沿齿轮轴线水平剖分结构4.1 箱体的结构尺寸箱体壁厚： =（0.025 0.03）a = 5.5, 取 = 8mm箱盖壁厚： =（0.8 0.85） 8，取 = 8mm箱座、箱盖、底座凸缘厚度：b = 1.5 = 12mm, = 1.5 = 12mm, = 2.5 = 20mm轴承旁凸台的高度和半径：h由结构确定，= 18mm轴承盖外径： = D+（55.5）, 本减速器采用30207轴承,D=72mm, = 72 + 5.5d3 = 121.5mm地脚螺钉： = 16mm, n = 4通孔直径：=20mm沉头座直径: = 45mm底座凸缘尺寸：c= 27mm, = 25m联结螺栓：直径：M6，M8，M10，M12通孔直径：7mm 9mm 11mm 13.5mm沉头座直径: 13mm 18mm 22mm 26mm凸缘尺寸：=22mm, =18mm定位销： =8mm,d=(0.70.8) = 6mm轴承盖螺钉： = 8mm视孔盖螺钉：= 6mm吊环螺钉： = M 10 = 10mm箱体外壁至轴承座断面：l1= + + (5 8) = 48mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离： .2 = 10mm齿轮端面与箱体内壁的距离： ，取 = 12mm4.2 减速器装配草图初绘 箱体尺寸初估轮毂宽度： l1=45mm, l2=54mm箱 体 内 壁 线 的 确 定 ： 大 小 齿 轮 轮 毂 端 面 与 箱 体 内 壁 的 距 离 = 12mm, 大锥齿轮顶圆与箱体内壁距离为= 10mm ，以小锥齿轮中心线作为箱体对称线，初估 l1 = 65mm, l2 = 100mm 。 轴承支承方式为两端支承，正装轴承部件的调整和套杯结构：采用垫片调整小齿轮的轴向位置；套杯壁厚 =10mm,端面壁厚 =10mm, 前端杯口厚 :=10mm ，外圆直径 D=80+2+2.5=120mm, 套 杯 长=120+19.25 2 + 10 + 10 = 178.5mm箱体高度初估：考虑大锥齿轮浸油深度以及齿顶距箱体底面不小于 3050mm，箱体高度H = 0.5da2 + (30 50) + + 3 5 = 187mm第五章轴的设计计算5.1 高速轴的设计计算1.确定作用在高速轴上的力=152 =20圆周力 =690.53N径向力 轴向力 2.初步确定轴的最小直径轴的材料选用 45 钢，调质处理，力学性能为：抗拉强度 = 640MPa ，弯曲疲劳极限1 = 275MPa ，剪切疲劳极限1 = 155MPa ，许用弯曲应力1 = 60MPa .高速轴最小直径是安装带轮的直径. 计算轴的最小直径由前面章节求得 =20mm,取 d=25mm。3.轴的结构设计,如下图:根据轴向定位的要求确定各轴直径和长度，轴上零件从两端装入，右端装轴承和小锥齿轮，左端装轴承和带轮。1）左端第一段装带轮，所以以此段取 轴径 d=25mm，长 L=80 mm2）第二段长度取 50 mm，为外伸轴，为第二阶梯，取 d=30mm.3）第三段为支承段，因轴承同时受径向力和轴向力，为了便于轴承定位,选用圆锥滚子轴承,根据 d=30mm,参考2表14.4,选用单列圆锥滚子轴承 30207 号，则=35mm, L=20mm。4）第四段右侧需对左侧轴承轴向定位，此段轴径 d 45mm ,另外此段轴位于套杯内， 为了达到弯曲强度，所以取轴长 L=120mm.5）第五段为支承段，采用 30207 圆锥滚子轴承，为了保证截面 5 的轴向定位，所以此段轴径取 d=40mm,长 L=16mm。6）第六段安装小齿轮，由前得：d=30mm,L=50mm4. 确定轴上的周向定位：齿轮与轴的周向定位均采用普通圆头平键联结，由参考2表18.1确定,尺寸分别为:键:b h = 8 7 36 mm3，为了保证齿轮与轴的对中性，选择其配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位依靠过盈配合保证，此处选轴的直径公差为 m6；带轮与轴的周向定位采用圆头普通平键，其尺寸为:b h = 8 7 56 mm35. 确定轴向圆角与倒角尺寸：轴端倒角为 C2，圆角为 R26. 按弯扭合成强度校核轴的强度1）作轴的计算简图（图5-1）垂直面内： FNV 1 =285.64N， FNV 2 =-38.5N， FNV 3 =650N， FNV 4 =-98.99N水平面内： FNH 1 =285.64N， FNH 2 =N， FNH =1777N，FNH 4 =537.82N2）作出垂直面和水平面内的弯矩图（图 5-1） 垂直方向：MNV1=90.79Nm;MNV2=0;MNV3=32.47Nm;MNV4=Nm 水平面内：MNH1=12.8Nm;MNH2=0;MNH3=83Nm;MNH4=31.86Nm3) 作出合成弯矩图（图 5-1 e）M =(M2H+M2 V)0.5; 所以 M1=91.68 Nm，M2=0；M3=89.13Nm；M4=32.4Nm4）作出扭矩图（图 5-1 f） M=52.48 Nm5）校核轴的强度，由图可以看出在截面 B 处受载荷最大，是危险截面，其上的弯矩和扭矩分别为 MH=91.66Nm，TH=52.48 Nm7.轴的安全疲劳系数校核。易知左端第二截面为危险截面，校核其左右即可。MP前章已选定的材料为45钢,调质处理,由参考1查得=60MP,故安全。5.2 从动轴校核1.材料同主动轴，输出轴转矩 T=103.73Nm，n=152r/min2. 按弯扭合成强度校核轴的强度1）做轴的计算简图水平面内：FNH1=185.06N,FNH2=241.99N,FNH3=404.03N垂直面内：FNV1=1311.52N,FNV2=1715.56N,FNV3=404.03N2）计算弯矩并作出弯矩图：MH1=1715.56Nmm,MH2=37508.7NmmMNV1= 62619.383Nmm，MNV2=62645.89Nmm合成弯矩：M1= 13695.6Nmm扭 矩：T=103.73 Nmm3）作出合成弯矩图4）作扭矩图，由图可知 B 为危险截面，MH1=13.64 Nm,MH2=44.27 Nm,MV=73.921 Nm合成弯矩 M1=75169.27 Nmm,M2=86165.91 Nmm,W=0.1=9112.5= 11.60MPa H = 60MPa, 故安全第六章 键联结的设计及计算6.1 高速轴上键联结的选择和计算高速轴段有两处需要键联结，其一为外伸部分与带轮的联结。由第五章得带轮段轴径为28毫米，外伸轴长 60 毫米，带轮轮毂宽50毫 米，根据 GB1096-79 选取blh=8745 mm3 =106/(60115)(51.5103/3305) 的A 型圆头普通平键。大带轮传递转矩T=103.73Nm ，键的许用应力为100MPa ，则p=4T/dhl=24.70MPa100MPa,故安全。6.2 低速轴上键联结的设计计算低速轴需传递齿轮传动及链传动。即需联结链轮和大齿轮。低速轴外伸段长 80 毫米、轴径32.5毫米，带轮轮毂长 66.7 毫米，取 68 毫米，所以选用 b h = 10 8 56 mm3 的A 型圆头普通平键。链轮传递转矩：T=103.73Nm，则p4T/dhl34.25MPa 100MPa ，故安全。低速轴联结 齿轮轴段轴径为45毫米，大锥齿轮轮毂长度为54毫米，选取b h = 14 9 45 mm3 的A型圆头普通平键联结，大锥齿轮传递转矩T=103.73Nm,承受挤压力：4T/dhl22.764MPa e=0.37, 取x=0.4, =1.1当量载荷 P=(X+r)=3305N，=106/60115(51.5103/3305)10/3=1.36106h24000h同理可得低速轴上轴承使用寿命为 =25000000h240000h,符合要求，可以安全使用。第八章 箱体结构尺寸的确定以及减速器数据8.1箱体箱体采用铸造箱体，箱座高 H=180mm， 凸缘：高 h=36mm,半径 R1=18mm 轴承盖外径：D2=120mm,其它尺寸见第四章8.2减速器整体尺寸减速器高 580mm,宽 401mm,长 700mm ，其它尺寸见装配图。结 论本文通过对单级圆锥齿轮减速器的结构