减速器设计说明书2.docVIP

机械设计课程设计计算说明书设计题目：展开式二级齿轮减速箱 班级：09机化xx姓名：xxx学号：xxxx指导老师：xxx目 录1. 设计任务书12. 传动方案的拟定及说明23. 主要部件的选择 24. 电动机的选择25. 分配传动比36. 运动和动力参数37. 传动件的设计计算48. 轴的设计计算119. 键联接的选择及校核计算2210. 联轴器的选择2211. 减速器附件的选择2212. 润滑与密封2213. 设计小结2414. 参考资料目录25xxxx大学工程学院机械设计课程设计任务书专业：xxxx 班级：1班 姓名：xxx设计题目：带式输送机传动装置设计参数：传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)80.35450设计要求：1）. 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2）. 输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3）. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。设计内容：1) 装配图1张；2) 零件图3张；3) 设计说明书一份。指导教师：xxx日期：2011.12.11一、传动方案选择：电机 带传动 两级圆柱齿轮减速器 工作机二、各主要部件选择部件选择动力源电动机齿轮直齿轮轴承深沟球轴承联轴器弹性联轴器带传动V带三、电动机的选择工作机所需功率为 Pw=FV=8000N0.35m/sV带传动的效率 1=0.96滚动轴承的效率（一对） 2=0.99闭式齿轮传动的效率 3=0.97联轴器的效率 4=0.99传动滚筒的效率 5=0.96传动装置的总效率为=0.960.9940.9720.990.96=0.825电动机输出功率为Pd=FV1000=80000.3510000.825kw=3.39kw确定电动机转速 滚筒轴工作转速nw=601000vD=6010000.35450rmin=14.85r/min通常V带传动的传动比常用范围为24，二级圆柱齿轮减速器为840，则总传动比的范围为ia=16160故电动机的转速的可选范围为nd=ianw=(16160) 14.85r/min=2382376r/min符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min，现以同步转速1500、1000、750r/min三种方案进行比较方案电动机型号额定功率同步转速/满载转速电动机质量/kg价格/元传动比ia1Y112M-44.01500/1440499182.00i2Y132M1-64.01000/9607514331.33i3Y160M1-84.0750/7201181815i由上表知，方案1电动机的质量小，价格便宜，但总传动比大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。而方案2、3相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格、以总传动比。可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案3较好。如考虑电动机的价格和质量，则应选用方案2。现选用方案2，即选定电动机型号为Y132M1-6。四、分配传动比1、 总传动比：i a=nmnw=96014.85=64.65 r/min2、 分配传动装置各级传动比 取V带传动比 i 01=3 ，则减速器的传动比i为i=iai01=64.653=21.55 取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12=1.3i=1.321.55=5.293则低速级的传动比i23=ii12=21.555.293=4.071五、运动和动力参数计算0轴（电动机轴）:P0=Pd=3.39kwN0=nm=960r/minT0=9550P0n0=95503.39960Nm=33.72Nm1轴（高速轴）:P1=P001= P01=3.39kw0.96=3.25kwn1=n0i01=9603r/min=320r/minT1=9550P1n1=95503.25320Nm=96.99Nm2轴（中间轴）:P2=P112= P123=3.250.990.97=3.12kwn2=n1i12=3205.293r/min=60.46r/minT2=9550P2n2=95503.1260.46Nm=492.82Nm3轴（低速轴）:P3=P223= P223=3.120.990.97=2.996kwn3=n1i12=60.464.071r/min=14.85r/minT3=9550P3n3=95502.99614.85Nm=1926.72Nm4轴（滚筒轴）:P4=P334= P324=2.9960.990.99=2.94kwn4=n3i34=14.851r/min=14.85r/minT4=9550P4n4=95502.9414.85Nm=1890.70Nm运动和动力参数的计算结果应加以汇总，列出下表格，供以后设计计算使用。各轴运动和动力参数轴名功率 P/kw转矩 T/Nm转速传动比效率输入输出输入输出n/(r/min)i电动机轴3.3933.7296030.961轴3.253.2296.9996.023205.2930.962轴3.123.09492.82487.8960.464.0710.963轴2.9962.971926.721907.4514.8510.98滚筒轴2.942.911890.701871.7914.85六、传动零件的设计计算1)减速器外部传动零件设计带传动 6.1确定计算功率并选择V带的带型 6.1.1确定计算工率 由1表87查的工作情况系数，故 6.1.2选择V带的带型 根据，由图1315选用A型。6.1.3确定带轮的基准直径并验算带速1.初选小带轮的基准直径。由1表13-9，取小带轮的基 。2.验算带速。按1式（813）验算带的速度 因为，故带速合适。3.计算大带轮的基准直径。由式（13-9）,计算大带轮的基准直径 根据表13-9，圆整为。6.1.4确定V带的中心距和基准长度 1.根据 初定中心距为。 2.由式（13-2）计算所需基准长度 由表13-2对A型选带轮基准长度。3.按1式（823）计算实际中心距。 6.1.5验算带轮包角 合适。 6.1.6计算带的根数 1.计算单根V带的额定功率 由和，查表13-3得 根据，和A型带， 查表13-5得 根据1=155.82，查表13-7得，表13-7得，于是 2.计算V带的根数Z 取4根 6.1.7确定带的初拉力和压轴力由表13-1得A型带单位长度质量，所以 应使带的 压轴力最小值6.1.8带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用腹板式（4孔）具体尺寸参照1表810图814确定。2)减速器内部传动零件设计6.2高速级齿轮传动6.2.1选择精度等级，材料及齿数 1)运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度。 2)材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为275HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为235HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)选小齿轮齿数，大齿轮齿数 6.2.2齿轮强度设计 1.选取直齿 初选螺旋角=0 2.按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由1表11-6选取齿宽系数 4）由1表11-4差得材料的弹性影响系数。 5）由1表11-1按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）由辅助设计软件算出接触疲劳许用应力为 7）对于标准齿轮，选取区域系数8）端面重合度 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算几何尺寸取，模数齿高 分度圆直径4) 中心距6.2.3验算齿轮的弯曲强度 1）查齿形系数 由图11-8查得； 2）查取应力校正系数 由图11-9查得； 3）由表11-1查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 4）由弯曲疲劳强度寿命图，取弯曲疲劳寿命系数， 5）由辅助软件计算出弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得 6）由式11-5满足要求。6.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。6.3低速级齿轮传动6.3.1选择精度等级，材料及齿数 1)运输机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度。 2)材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为275HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为235HBS，二者材料硬度差为40HBS。3)选小齿轮齿数，大齿轮齿数 6.3.2齿轮强度设计 1.选取直齿 初选螺旋角=0 2.按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 2）小齿轮的传递转矩由前面算得 3）由1表11-6选取齿宽系数 4）由1表11-4差得材料的弹性影响系数。 5）由1表11-1按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 6）由辅助软件计算出接触疲劳许用应力，取s=1 7）对于标准齿轮，选取区域系数8）端面重合度 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得 2）计算圆周速度 3）计算几何尺寸取，模数齿高 分度圆直径4) 中心距6.3.3验算齿轮的弯曲强度 1）查齿形系数 由图11-8查得； 2）查取应力校正系数 由图11-9查得； 3）由表11-1查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 5）由辅助软件计算出弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得 6）由式11-5满足校核要求。四个齿轮的参数列表如表21表21齿轮模数齿数Z分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽B轴径中心距高速级小齿轮22754584955无170高速级大齿轮1432862902815052低速级小齿轮330909682.595无228低速级大齿轮122366372358.59087七、轴的设计计算7.1 中间轴的设计7.1.1选择材料材料牌号：40Cr调质 硬度(HB)：230抗拉强度：750MPa 屈服点：550MPa弯曲疲劳极限：350MPa 扭转疲劳极限：200MPa许用静应力：300MPa 许用疲劳应力：194MPa7.1.2初步确定轴的最小直径d=37.23mm考虑轴上有一键，轴径加大5%7%，dmin=37.23（1+7%）=39.8mm，圆整为40mm7.1.3求作用在齿轮上的受力26齿轮2（大齿轮）Ft1=3591.82NFr1=Ft=1307N齿轮3（小齿轮）Ft2=10951.6NFr2=3986N7.1.4轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 I II III IV V VI VII1) I-II段轴用于安装轴承6310和装挡油环，故取直径为50mm。2) II-III段为大齿轮，略大轴承直径52mm。3) III-IV段分隔两齿轮，直径为60mm。4) IV-V段为小齿轮，齿根直径为82.5mm，分度圆直径为90mm，齿顶直径为96mm。5) V-VI段轴肩用于间隔齿轮和挡油环，直径为56mm.6) VI-VII段安装套筒和轴承，直径为50mm2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为27mm，挡油环为18mm，轴与齿轮间隙2mm，所以总长度为47mm。2. II-III段为大齿轮，长度为轴直径ds1.2=62mm，轴长比齿轮宽略小2mm,为60mm。3. III-IV段用于隔开两个齿轮，长度为10mm。4. IV-V段用于安装小齿轮，为齿宽95mm。5. V-VI轴肩间隔挡油环和齿轮，长度为7mm。6. VI-VII段用于装轴承和挡油环，长度为42mm.7.1.5求轴上的载荷 I II III IV V VI VII 垂直方向上的剪力图垂直方向上的弯矩图水平方向上的剪力图水平方向上的弯矩图合成弯矩图转矩图7.1.6轴的强度校核轴承的支反力为Fr1=6684N，Fr2=8996N计算当量弯矩Me和弯曲应力大齿轮Me=M2+(T)2=4480352+(0.6985643.4)2=7419338.5Nb=Me0.1d3=74193380.1523=52.7MPa小齿轮Me=M2+(T)2=730946.852+(0.6985643.4)2=940223.8Nb=Me0.1d3=940223.80.182.53=16.7MPa因为52.7MPa16.7MPa，所以危险截面在大齿轮处。bP1，轴承2为危险轴承，3.校核轴承2Cr=fPPft60n106Lh1=1.289901(6060.4610638400)13=55.88KN查表得6310基本额定动载荷为61.8KN，故轴承2安全，推出轴承1也安全。7.2高速轴的设计计算7.2.1选择材料材料牌号：40Cr调质 硬度(HB)：230抗拉强度：750MPa 屈服点：550MPa弯曲疲劳极限：350MPa 扭转疲劳极限：200MPa许用静应力：300MPa 许用疲劳应力：194MPa7.2.2初步确定轴的最小直径d=23.17mm考虑轴上有一键，轴径加大5%7%，dmin=23.17（1+7%）=24.79mm，圆整为25mm7.2.3求作用在齿轮上的受力Ft1=3591.82NFr1=Ft=1307N7.2.4轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案 I II III IV V VI VII VIII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) I-II由于连接小带轮，选为25mm。b) II-III考虑到带轮的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选30。c) III-IV该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用6207型，即该段直径定为35mm。d) IV-V该段轴为过渡轴段，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为41mm。e) V-VI齿轮轴，齿顶圆为58mm,齿根圆直径为49mm。 f) VI-VII轴肩固定轴承，直径为41mm。g) VII-VIII该段轴要安装轴承，直径定为35mm。3）各段长度的确定（各段长度的确定从左到右分述如下）a) I-II该段由小带轮孔长决定为50mmb) II-III该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及带轮安装尺寸，定为60mm。c) III-IV该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽17mm，该段长度定为27mm。d) IV-V该段轴为过渡段，考虑箱体内壁宽，定位120.5mm。e) V-VI该段齿轮轴段，齿轮宽为55mm，定为55mm。f) VI-VII该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11.5mm。g) VII-VIII该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离为13.5mm、轴承与箱体内壁距离取8mm（采用油润滑），轴承宽17mm，定为27mm。7.2.5轴的强度校核垂直面剪力图垂直面弯矩图水平面剪力图水平面弯矩图合成弯矩图转矩图 支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 118.5mm -323.43N -889.08N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 342.5mm -936.55N -2574.5N 内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 118.5 35 0 0 285 49 157522.55 157522.53 342.5 35 3.53 3.53 弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：285mm 直径：49mm 危险截面的弯矩M：157522.55Nmm 扭矩T：96992.19Nmm 截面的计算工作应力：14.58MPa 许用疲劳应力：194MPa 285mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过7.1.7滚动轴承校核1.初选6207，已知支反力Fr1=2601N ，Fr2=1176N2.只受径向力，所以当量动载荷为P=Fr，由于P1 P2，轴承1为危险轴承，3.校核轴承1Cr=fPPft60n106Lh1=1.226011(6060.4610638400)13=16.17KN查表得6207基本额定动载荷为25.6KN，故轴承1安全，推出轴承2也安全。7.3低速轴的设计计算7.3.1选择材料材料牌号：45钢（调质 ） 硬度(HB)：230抗拉强度：750MPa 屈服点：550MPa弯曲疲劳极限：350MPa 扭转疲劳极限：200MPa许用静应力：300MPa 许用疲劳应力：194MPa7.3.2初步确定轴的最小直径d=62.76mm考虑轴上有两键，轴径加大10%15%，dmin=62.76（1+10%）=69.03mm，圆整为70mm7.3.3作用在齿轮上的力Ft1=10951.6NFr1=Ft=3986N7.3.4轴的结构设计轴上零件的装配方案 I II III IV V VI VII VIII据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径70808594968785长度105494558.51010247.57.3.5轴的强度校核水平面剪力图水平弯矩图垂直面剪力图垂直面弯矩图合成弯矩图转矩图支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 168mm -1433.25N -3937.91N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 403mm -2552.73N -7013.67N 内力 x/mm d/mm m1/Nmm m2/Nmm 168 85 0 0 318.5 87 630689.09 630689.08 403 85 3.53 3.53弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：318.5mm 直径：87mm 危险截面的弯矩M：630689.09Nmm 扭矩T：1926720.54Nmm 截面的计算工作应力：22.61MPa 许用疲劳应力：180MPa 318.5mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过7.3.6滚动轴承校核1.初选6217，已知支反力Fr1=4359N ，Fr2=8128N2.只受径向力，所以当量动载荷为P=Fr，由于P2P1，轴承2为危险轴承，3.校核轴承2Cr=fPPft60n106Lh1=1.281281(6060.4610638400)13=50.52KN查表得6217基本额定动载荷为83.2KN，故轴承2安全，推出轴承1也安全。八、键联接的选择及计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）许用应力（MPa）高速轴8740（单头）25322.896.9886.589101中间轴161056（单头）52404492.28118135低速轴201290（单头）70704.81926.7268.5135251490（单头）8765561926.72121.68135由于键采用静联接，冲击轻微，所以上述键皆安全。九、联轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。低速轴用联轴器的设计计算由于装置用于工作机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为由于联轴器一端与低速轴相连，其孔径受工作机机外伸轴径限制，选用弹性柱销联轴器LX5（GB/T5014-2003）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，十、润滑和密封方式的选择、润滑油和牌号的确定1) 齿轮的润滑a) 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.27m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为30mm。2) 滚动轴承的润滑a) 由于高速轴轴承dn值为11200mm r/min，中间轴dn值为3023mm r/min，低速轴dn值为1262mm r/min，均小于2105mmr/minb) 所以宜开设油沟、飞溅润滑。3) 润滑油的选择a) 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKJ润滑油。4) 密封方法的选取a) 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。b) 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。c) 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一、箱体及附件的结构设计和选择11.1箱体主要结构尺寸的确定铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表31名称符号齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘壁厚12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地角螺栓直径20地角螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径12连接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径8至外箱壁距离26/21/18至凸缘边缘距离24/16轴承旁凸台半径16凸台高度低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离46铸造过度尺寸x,yx=5 y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离8箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径201轴承旁连接螺栓距离s201箱体内壁的确定箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底