机械设计课程设计减速器计算说明书.doc

目录目录1设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点1第二章 电动机的选择32.1 计算过程32.1.1 选择电动机类型32.1.2 选择电动机的容量32.1.3 确定电动机转速32.1.4 二级减速器传动比分配42.1.5 计算各轴转速42.1.6 计算各轴输入功率、输出功率52.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。52.2 计算结果6第三章 带传动的设计计算73.1 已知条件和设计内容73.2 设计步骤73.3 带传动的计算结果9第四章 齿轮传动的设计计算104.1高速级齿轮传动计算104.2低速级齿轮传动计算14第五章 轴的结构设计195.1 初步估算轴的直径195.2 初选轴承195.3 轴的各段直径和轴向尺寸205.4 联轴器的选择21第六章 轴、轴承及键联接的校核计算226.1 轴强度的校核计算226.1.1 轴的计算简图226.1.2 弯矩图226.1.3 扭矩图236.1.4 校核轴的强度236.2 键联接选择与强度的校核计算24第七章 箱体的结构设计以及润滑密封257.1 箱体的结构设计257.2 轴承的润滑与密封26设计小结27参考文献281设计原始数据参数符号单位数值滚筒直径DMM400运输带速度Vm/s1.1运输带工作拉力FN8000第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到运输带的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取0.95（带传动），0.98（角接触球轴承），0.97（齿轮精度为 7 级），0.99（弹性联轴器），0.96（卷筒效率，已知），则：=0.83 所以=10.57 根据机械设计手册可选额定功率为11 kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 卷筒轴转速为=52.52 取 V 带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为52.52 =840 8403 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M-4，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y160M-411146022.60 122.00 27.80 3.94 7.05 电动机型号为Y160M-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG160605385254210154211012372.1.4 二级减速器传动比分配 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得3.14 所以2.24 2.1.5 计算各轴转速轴 370.14 轴 117.84 轴 52.52 卷筒轴 52.52 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =10.04 KW轴 =9.54 KW轴 =9.07 KW卷筒轴 =8.80 KW各轴输出功率轴 =9.84 KW轴 =9.35 KW轴 =8.89 KW卷筒轴 =8.62 KW2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。电动机的输出转矩为69.11 轴输入转矩258.98 轴输入转矩773.29 轴输入转矩1649.26 卷筒轴输入转矩1600.12 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴10.57 69.11 1460.00 3.94 0.95 轴10.04 9.84 258.98 253.80 370.14 3.14 0.95 轴9.54 9.35 773.29 757.82 117.84 2.24 0.95 轴9.07 8.89 1649.26 1616.28 52.52 1.00 0.97 卷筒轴8.80 8.62 1600.12 1568.11 52.52 第三章 带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与传动比i。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.1。故有： =11.62 kW（2）选择V带带型 据和n选用A带。（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，取小带轮直径=90mm。 2）验算带速v，有： =6.88 m/s 因为6.88 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 360mm 取=355mm（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距a=534mm2)计算带所需的基准长度 =1800mm选取带的基准长度=1800mm3）计算实际中心距 534m中心局变动范围：507.00 mm 588.00 mm（5）验算小带轮上的包角151.56 120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由90mm和1460.00 r/min查得 P=1.07KW据n=1460.00 r/min，i=3.944444444和A型带，查得 P=0.17KW查得=0.92，=1.01，于是： =(+) =1.15 KW2）计算V带根数z 10.09 故取11根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =136.60 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =2913.24 N3.3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距534mm小带轮直径90mm包角151.56 大带轮直径355mm带长1800mm带的根数11初拉力136.60 N带速6.88 m/s压轴力2913.24 N 第四章 齿轮传动的设计计算 4.1高速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数17，齿轮2齿数54，初选螺旋角。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1端面重合度，查得0.75，0.84，则1.59齿轮副传动比，3.14 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限700。查得齿轮2接触疲劳强度极限650。计算应力循环次数：（设两班制，一年工作300天，工作20年）查得接触疲劳寿命系数0.93，0.95取失效概率为，安全系数1，得：651617.5则许用接触应力=634.25有71.87 圆周速度1.54 齿宽71.87 模数4.10 9.23 7.79 纵向重合度1.35 计算载荷系数：已知使用系数1；根据1.39 ，7级精度，查得动载系数1.04；用插值法查得7级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.3；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.78 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 42.27 计算模数：4.25 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.62 根据纵向重合度1.35 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数18.61 59.11 查取齿形系数：查得2.84 ，2.28 查取应力校正系数： 1.54，1.727查得齿轮1弯曲疲劳极限625查得齿轮2弯曲疲劳极限625取弯曲疲劳寿命系数0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得415.18 424.11 计算齿轮1的并加以比较0.0105 0.0093 齿轮2的数值大则有：2.53 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径71.87 来计算应有的齿数。则有：24.07 24取24，则75.39 75几何尺寸计算计算中心距：=153.05 将中心距圆整为154mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=15.36 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：74.67 233.33 计算齿轮1宽度：74.67 圆整后取70。齿轮2宽度65。4.2低速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数45，初选螺旋角。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取1端面重合度，查得0.75，0.84，则1.59齿轮副传动比，2.24 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限700。查得齿轮4接触疲劳强度极限650。计算应力循环次数：（设两班制，一年工作300天，工作20年）查得接触疲劳寿命系数0.93，0.95取失效概率为，安全系数1，得：651617.5则许用接触应力=634.25有106.05 圆周速度0.65 齿宽106.05 模数5.14 11.58 9.16 纵向重合度1.59 计算载荷系数：已知使用系数1；根据0.65 ，7级精度，查得动载系数1.01；用插值法查得7级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.3；查得齿间载荷分配系数1.1；故载荷系数1.59 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 105.85 计算模数：5.14 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.44 根据纵向重合度1.59 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数21.89 49.26 查取齿形系数：查得2.72 ，2.33 查取应力校正系数： 1.57，1.696查得齿轮3弯曲疲劳极限625查得齿轮4弯曲疲劳极限625取弯曲疲劳寿命系数0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得415.18 424.11 计算齿轮3的并加以比较0.0103 0.0093 齿轮4的数值大则有：3.10 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数4，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径106.05 来计算应有的齿数。则有：25.68 26取26，则58.33 58几何尺寸计算计算中心距：=173.14 将中心距圆整为174mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=15.09 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：107.7142857240.2857143计算齿轮3宽度：107.7142857圆整后取110。齿轮4宽度105。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm154174传动比 i 3.14 2.24 模数 mnmm34螺旋角 15.36 15.09 端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 24752658分度圆直径dmm74.67 233.33 107.71 240.29 齿顶圆直径damm80.67 239.33 115.71 248.29 齿根圆直径dfmm67.17 225.83 97.71 230.29 齿宽 bmm7065110105螺旋角方向 左旋右旋右旋左旋材料 40Cr（调质）45钢（调质）40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280240280240第五章 轴的结构设计 5.1 初步估算轴的直径 在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受纯扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为式中：P轴所传递的功率，kW； n轴的转速，r/min； A由轴的许用切应力所确定的系数。 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45 钢,调质处理，查得A=103126则轴33.05 轴47.59 轴61.26 各轴分别圆整为d1=40 mm，d2=50 mm，d3=60 mm。 5.2 初选轴承 轴选轴承为：7009C； 轴选轴承为：7011C； 轴选轴承为：7012C。 所选轴承的主要参数见表5.1。图5.1轴承参数表 5.1 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN ammdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r7006AC457516516925.820.5167007AC559018628337.230.518.77011AC609518678838.232.819.45.3 轴的各段直径和轴向尺寸 轴的各段参数如图5.2所示；轴的各段参数如图 5.3所示；轴的各段参数如图5.4图5.2 轴1图5.3 轴2图5.4 轴35.4 联轴器的选择 由于设计的减速器伸出轴55 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、55 、 84从动端：J1型轴孔、A型键槽、55 、84 选取的联轴器为：YL11 GB/T5843第六章 轴、轴承及键联接的校核计算 由于低速轴上的所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。 6.1 轴强度的校核计算 6.1.1 轴的计算简图 轴的结构如图6.1所示。可以把该简化为如图6.2所示的简图。由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。图 6.1 低速轴的各段尺寸18 227.5 149.6图 6.2 轴的计算简图6.1.2 弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩 MV 图（图6.3）。已知=1649.26 ，=1616.28 ，齿轮分度圆直径d=107.71 mm，则6863.76 N4600.99 N345.07 18 75 152.5 149.6图 6.3 轴的载荷分析图6.1.3 扭矩图 扭矩图如图6.3所示。 6.1.4 校核轴的强度取0.3，查得60MPa，t=7.5mm。29460.71 所以20.48 MPa60MPa故该轴满足强度要求。6.2 键联接选择与强度的校核计算轴3上的键选择的型号为键2099 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=99-20=79mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度103.86 MPa150MPa满足前度要求。第七章 箱体的结构设计以及润滑密封7.1 箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表7