一级减速器.doc

常州工学院 机械设计基础 程设计说明书学 院： 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 成 绩： 指导老师： 职 称： 设计时间： 2012 年 月 日至 2012 年 月 日2012 年 月 日机械设计基础课程设计任务书姓名： 专业： 班级： 学号：一、设计题目：设计用于带式运输机上的传动装置二、系统简图：3、 给定数据及要求：学号0102030405060708F(N)24002500280050003250450060002500V(m/s)1.351.201.400.650.880.800.551.55D(mm)350280360160210180130370学号0910111213141516F(N)22502320550035006000650070008500V(m/s)1.341.420.520.840.630.590.640.46D(mm)320340150200150140180110学号1718192021222324F(N)76502000150035004000700080009000V(m/s)0.51.72.11.050.840.750.630.5D(mm)120400500250200180150120学号2526272829303132F(N)75009500330030002100190022002000V(m/s)0.550.421.21.251.61.61.81.8D(mm)130120350300400400450450已知条件：运输带工作拉力F；运输带工作速度v（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径D；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度350C；小批量生产。四、设计工作量 1.减速器装配图1张；2 .零件图1张（从动轴）3 .设计说明书1份。 目 录 1. 传动装置的总体方案设计 1 1.1 传动装置的运动简图及方案设计 1 1.1.1 运动简图1 1.1.2 分析确定方案 1 1.2 电动机的选择 1 1.2.1 电动机的类型和结构形式1 1.2.2 确定电动机的功率2 1.2.3 确定电动机的转速和型号2 1.3 计算总传动比和分配各级传动比3 1.3.1 确定总传动比3 1.3.2 分配各级传动比3 1.4 计算传动装置的运动参数及动力参数3 1.4.1 计算各轴的转速3 1.4.2 计算各轴的输入功率4 1.4.3 计算各轴的输入转矩42. 传动零部件的设计计算5 2.1 带传动5 2.1.1 确定计算功率并选择V带的带型5 2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速5 2.1.3 确定V带的中心距和基准长度5 2.1.4 验算带轮包角6 2.1.5 计算带的根数6 2.1.6 确定带的初拉力和压轴力6 2.2 齿轮传动8 2.2.1 选择精度等级、材料及齿数8 2.2.2 齿轮强度设计8 2.2.3 齿轮强度校核9 2.2.4 齿轮结构设计10 2.3 轴系部件设计11 2.3.1 初算轴径11 2.3.2 轴的结构设计11 2.3.3 轴的强度校核14 2.4 键的设计计算17 2.4.1 主动轴外伸端处键的校核17 2.4.2 从动轴外伸端处键的校核17 2.4.3从动轴齿轮处键的校核182.5 轴承的选择与验算182.5.1 主动轴承的限制选择与验算18 2.5.2从动轴承的限制选择与验算192.6联轴器的选择与验算19 3. 减速器装配图的设计20 3.1 箱体主要结构尺寸的确定20 3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸20 3.1.2 箱体内壁位置的确定21 3.2 减速器附件的确定224. 润滑与密封 234.1润滑23 4.1.1 齿轮传动的润滑23 4.1.2 轴承的润滑23 4.2 密封23 4.2.1轴承的密封235. 参考文献246. 总结25附图1. 装配图附图2. 轴2零件图附图3. 大齿轮零件图附表1. 指导教师评语及成绩设 计 内 容计 算 结 果1 传动装置的总体方案设计1.1 传动装置的运动简图及方案设计1.1.1 运动简图 1.1.2 分析确定方案通常原动机的转速与工作机的输出转速相差较大，在他们之间常采用多级传动来减速。齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。在该装置中无特殊要求可以采用直齿圆柱齿轮。带传动具有传动平稳吸振等特点，且能起过载保护的作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。 1.2电动机的选择1.2.1 电动机的类型和结构形式按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。1.2.2确定电动机的功率滚筒所需要的输入功率: Pw=Fv /1000 =6000 0.55/1000 =3.3kw电动机输出功率： Pd=Pw/ =3.30.83 =3.98Kw1.2.3 确定电动机的转速和型号总=V带的传动效率轴承的传动效率齿轮的传动效率联轴器的传动效率滚筒的传动效率 总=0.950.980.980.960.990.96=0.83 滚筒转速：n5=60V1000/D =600.551000/(3.14130) =80.84r/min总的传动比: i=i1i2= (24) (35)=620 i1V带的传动比 i2齿轮的传动比 电动机的转速： n0=in5 =（620）80.84 =485.041616.80 查（文献2）表16-1选择电动机的型号为Y132M1-6 同步转速1000r/m 满载转速：960r/min， 额定功率4KW。1.3 计算总传动比和分配各级传动比1.3.1 确定总传动比i= n0/n5=960/80.84=11.881.3.2 分配各级传动比为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3。则齿轮传动比为：i2=i/i1=11.88/3=3.961.4 计算传动装置的运动参数及动力参数1.4.1 计算各轴的转速0轴（电动机轴）： n0=960r/min1轴（高速轴）： n1=n0/i1=960/3=320r/min2轴（低速轴）： n2=n1/i2=320/3.93=80.42r/min1.4.2 计算各轴的输入功率P0=3.98KWP1=P01 =3.980.95=3.78KWP2=P123=3.780.980.96=3.55 KW1.4.3 计算各轴的输入转矩T0=9550P0/n0=95503.98/960=39.59N.mT1=9550P1/n1=95503.78/320=112.81N.mT2=9550P2/n2=95503.55/80.42=421.57N.m参数轴号0轴1轴2轴功率（KW）3.983.783.55转速n（r/min）96032080.42转矩T（N.m）39.59112.81421.57传动比i33.93效率0.950.942 传动零部件的设计计算2.1 带传动2.1.1 确定计算功率并选择V带的带型由（文献1）表10-4得KA=1.2计算功率：Pc=KAP0=1.23.98=4.78KW 根据PC=4.38KW,n0=960r/min。由（文献1）图10-9应选A型V带。2.1.2 确定带轮的基准直径并验算带速根据（文献1）表10-6选小带轮直径d1=100mm，大带轮的直径d2=n0dd1/n1=960100/320=300mm 根据（文献1）表10-6选大带轮直径d2=315mm n1=n0(1-) 取=0.02 n1=960 (1-0.02)=298.67 r/min转速误差: (n1-n1) n1=(320-298.67 )320100=3.19一般V带传动要求转速误差不超过5，故合格。V=dd1n0/601000=（1003.14960）/（601000）m/s=5.024m/s带速在525m/s范围内,合格。2.1.3 确定V带的中心距和基准长度0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（100+315）a02(100+315)290.5a0830初选a0=500mm计算初定中心距a0=500mm时相应的带长Ld0，即Ld0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)/4a0=2500+（100+315）3.14/2+（100-315)/（4500）=1674.66mm由（文献1）表10-2选取基准长度Ld=1600mm实际中心距a为： aa0+（La-Ld0）/2=500+(1600-1674.66) 2=537.33mm中心距a的变动范围为a=a-0.015Ld=537.33-0.0151600=513.33mma=a+0.03Ld=537.33+0.031600=585.33mm2.1.4 验算带轮包角1=180-（dd2-dd1）/a57.3 =180-57.3（315-100）/537.33 =157120合格。2.1.5 计算带的根数Z=Pc/(P1+P1)KaKL根据dd1=100mm，n0=960r/min，查（文献1）表10-7得P1=0.96，P1=0.11查（文献1）表10-9 取K=0.94查（文献1）表10-2 取KL=0.93Z=4.78（0.960.11）0.940.93 =3.90取Z=42.1.6 确定带的初拉力和压轴力查（文献1）表10-10 的q=0.10kg/mF0=（-1）+qv =(-1)+0.15.024 =199.89NFQ=2zF0sin=24199.89sin=1567N2.2 齿轮传动2.2.1 选择精度等级、材料及齿数设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=3.78KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=80.42r/min，传递比i=3.93，连续单向运转，载荷轻微冲击，环境最高35，使用期限五年，两班工作。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。由（文献1）表12-5中的算式得： =380MPa+0.7230MPa=541MPa =380MPa+0.7190MPa=513MPa =140MPa+0.2230MPa=186MPa =140MPa+0.2230MPa=178MPa 小齿轮齿数Z1对于闭式软齿面齿轮传动，通常Z1在2040之间。现取Z1=24,则Z2=3.9624=95.04 取Z2=94 齿数比 =94/24=3.92 齿宽系数d，查（文献1）表12-4，取d=1.0 2.2.2 齿轮强度设计 小齿轮的转矩：T1=9550P1/n1=95503.78/320=112.81N.m载荷系数：查（文献1）表13-2，取K=1.2 计算d1： =767=66.29mm 确定齿轮模数： m=2.76mm 取标准模数m=3mmd1=mz=324mm=72mmd2=mz2=394=282mm d=m（z+2h）=3（24+21）=78mmd=m（z+2h）=3（94+21）=288mmd=m（z-2 h-2c）=3（24-21-20.25）=64.5mmd=m（z-2 h-2c）=3（94-21-20.25）=274.5mma=m（z+ z）/2=3（24+94）/2=177mmb=1.072=72mm取b=b=72mm， b= b+5=77mm2.2.3 齿轮强度校核查（文献1）表12-6得齿轮的复合齿形系数Y=4.24, Y=4.15= Y=4.24=73.81MPa=186MPa = Y=73.81=72.25MPa= 178MPa结论：合格。齿轮圆周速度v=1.21m/s查（文献1）表12-2，选用9级精度。2.2.4 齿轮结构设计2.3 轴系部件设计2.3.1 初算轴径高速轴由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经正火处理。 查（文献1）表14-2得=600MPa，查（文献1）表14-3 取A=118d 26.87mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，有键槽存在，故将估算直径加大7%即d=26.871.07=28.75mm 查（文献1）表14-4取标准值d=30mm低速轴低速轴选用45钢，正火处理。估计直径d100mm，查（文献1）表14-2得=600MPa，查（文献1）表14-3 取A=118d 41.70mm，所求的直径需要装联轴器，有键槽应增大7，d=41.701.07=4mm，按标准取d=45mm2.3.2 轴的结构设计高速轴确定轴的各段直径位置轴直径/mm说明带轮处30按传递的转矩得到的基本直径油封处35带轮的周向固定，轴肩h=（0.070.1）d=2.13取h=2.5mm轴承处40无轴向力，选用深沟球轴承，内径应稍大于油封处，选6208齿轮处45稍大于轴承处的直径，并取标准直径。左轴承-齿轮45为了便于轴承的装卸，取h=2.5mm左端轴处40轴承内径确定各轴段的长度位置长度/mm说明带轮处63带轮宽63mm，为了压紧取60mm油封处45右轴承右端面到轴承盖面（即轴承盖宽度）为20mm，转配间隙为25mm右轴承-齿轮43轴承宽为17mm，箱体误差为5mm，箱体内壁到齿轮右端面取20mm齿轮处75齿轮宽77mm，为压紧赢减2mm左轴承-齿轮26齿轮对称布置左端轴承处17轴承宽17mm全轴长282传动零件的周向固定齿轮和连轴器均采用普通平键，齿轮处为：键 ； 带轮处为：键 为加工方便，并参照6208型轴承的安装尺寸，轴端倒角取为低速轴确定轴的各段直径位置轴直径/mm说明联轴器处45按传递的转矩得到的基本直径油封处52轴肩h=（0.070.1）d=3.154.5mm，取h=3.5mm左轴承处55初选轴承6211，轴承内径为55mm，B=21mm齿轮处65h=（0.070.1）d=3.855.5mm，取h=5mm轴环处75h=（0.070.1）d=4.66.5mm，取h=5mm轴环-右轴承60为了轴承装拆方便，轴肩高度h2.5mm右端轴处55轴承内径确定各轴段的长度位置长度/mm说明联轴器处110选用GICL2联轴器，查（文献2）表13-3得L=112mm油封处45右轴承右端面到轴承盖面为20mm，转配间隙为25mm左轴承（含套筒）50.5轴承宽为21mm，箱体误差为5mm，箱体内壁到齿轮右端面取20mm，为压紧齿轮压紧应加1.5mm齿轮处70齿轮宽72mm，为压紧赢减2mm轴环处10取b=10mm轴环-右轴承17.5齿轮对称布置左端轴承处21轴承宽21mm全轴长324齿轮和联轴器均采用普通平键，齿轮处为：键 联轴器处为：键 为加工方便，并参照6211型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角全部取r=1mm，轴端倒角取2.3.3 轴的强度校核求轴的传递扭矩T2=9550P2/n2=95503.55/80.42=421.57N.mm 齿轮上的切向力F =2T/d=2.99N.mm 齿轮上的径向力F= Ftan=2.99tan=1.09N.mm确定轴的跨距 查（文献2）得6211的B=21mm，故左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距均为L1=74mm，联轴器力作用点到左轴承力作用点的间距为L2=109.5mm。按当量弯矩校核轴的强度做轴的空间受力图（A）作水平受力图和弯矩图（B），（C）F=0.545NF= F- F=0.545NM=- FL1=-0.54574=-40.33NM=- FL1=-0.54574=-40.33N做垂直面受力图和弯矩图M(D),(E) F=F= F/2=2.992=1.495NM=- F L1=-110.63N.mmM=- F L1=-110.63N.mmM= =117.75N.mm 做弯矩图 T2=421.57N.mm 按当量弯矩校核轴的长度 截面C的弯矩，转矩最大，应当校核 M=172.80N.mm 查（文献1）表14-6的45钢=600MPa，其 =55MPa 故=6.91MPa故轴的强度足够。2.4 键的设计计算 2.4.1 主动轴外伸端处键的校核带轮处为：键 =53.72MPa查（文献1）表9-9得=100120MPa键选合格2.4.2 从动轴外伸端处键的校核联轴器处为：键 挤压条件强度为 =46.26MPa 查（文献1）表9-9得=100120MPa 键选合格2.4.3从动轴齿轮处键的校核齿轮处为：键 挤压条件强度为 =47.17MPa 查（文献1）表9-9得=100120MPa 键选合格2.5 轴承的选择与验算2.5.1 主动轴承的限制选择与验算由前面计算知d=40mm，选用6208型号的轴承。查（文献1）表16-10得=1P= F=1.09N.mm因为是球轴承=3查（文献2）表12-1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=29.5KNL=1.0310h查（文献1）表16-11轴承预期寿命Lh的参数值为5000060000h故该轴承合格2.5.2从动轴承的限制选择与验算由前面计算知d2=55mm，选用6211型号的轴承。查（文献1）表16-10得=1P= F=1.09N.mm因为是球轴承=3查（文献2）表12-1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=43.2KNL=12.8910h查（文献1）表16-11轴承预期寿命Lh的参数值为5000060000h故该轴承合格2.6联轴器的选择与验算由于轴的转速低，传递转矩较大，又因为减速器输出轴与工作机不在同一机座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此可选用承载能力较高的刚性可移式联轴器鼓行齿式联轴器。查（文献1）表17-1的工况系数K=1.5T= KT= K632.35MPa查（文献2）表13-3得 GICL2的 T =1120 MPa可以选:GICL2联轴器 ZAJ19013-1989查（文献2）表13-3得 GICL2的 n =4000r/min工作转速n=80.42n =4000r/min故合理。3 减速器装配图的设计3.1 箱体主要结构尺寸的确定3.1.1 铸造箱体的结构形式及主要尺寸轴中心距 a=177mm箱体壁厚 =0.025a+1mm=0.025177+1=5.43mm8mm箱盖壁厚=0.02a+1=0.02177+1=3.51+1=4.518mm箱盖凸缘厚度b=1.5=12mm机座凸缘厚度b1=1.51=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5=2.58=20mm箱座的肋厚m=0.85=0.858=6.8mm7mm 箱盖的肋厚m=0.85=0.858=6.87mm地脚螺栓直径df=0.036a+12=18.37mm 取整偶数20mm地脚螺钉数目a250，n=4轴承旁联结螺栓直径d1=0.75df=15mm，取16mm盖与座联接螺栓直径d2=（0.50.6）df=1012mm 取d2=12mm轴承端盖的螺钉直径d3=（0.40.5）df=810mm窥视孔盖螺钉直径d4=（0.30.4）df=68mm定位销直径d=（0.30.4）d2=8.49.6mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1.2=1.28=9.6取=10mm轴承端盖外径D2=D+(55.5)d3 =90+（55.5）8 =130134mm 轴承旁连接螺栓距离SD23.1.2 箱体内壁位置的确定在主视图中根据前面计算内容定出两齿轮间的中心距、中心线位置，画分度圆，再宽度在俯视图中定出各齿轮的对称中心线，画出齿轮的轮廓。小齿轮宽度应略大于大齿轮的510mm,以免应安装误差影响齿轮接触宽度。 大齿轮齿顶圆和机体内壁之间的距离小齿轮端面和机体内壁之间的距离L机体内壁的厚度，应圆整机盖壁厚3.2 减速器附件的确定窥视孔及盖窥视孔是用来检查传动件的啮合情况，齿侧间隙接触斑点及润滑情况等。箱体内的润滑油也由此孔注入，但为了减少油内的杂质进入箱内，可在窥视孔口处装一过滤网。窥视孔通常开在箱盖的顶部，且要能看到啮合区的位置。其大小可视减速器的大小而定，但至少能将手伸入箱内进行检查操作。窥视孔要有盖板。盖板可用钢板的材料制成，用M8的螺钉紧固。： 透气孔减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔。减速器工作时，箱体内的温度和压力都会升高，热涨的气体可以通过透气孔及时排出，使箱体内、外压力平衡，使得密封件不受高压气体的损坏。透气孔多装在箱盖的顶部或窥视孔盖上。M271.51536 4 326 排油口为了换油和清洗箱体时排出油污，应在油池最低处设置排油孔。平时排油口加油封圈用螺栓堵住。螺栓直径约为箱体壁厚的23倍。放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。 定位销为了确定箱座与箱盖的相对位置，并保证每次拆装厚轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承底孔前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上配装两个定位销。两定位销应布置在箱体对角线方向，距箱体中线不要太近；此外还要考虑加工和拆装方便，并且不与其他零件干涉。定位销是标准件，采用圆锥销，直径为箱体凸缘联接螺栓直径的0.7-0.8倍左右，便其长度应大于箱体联接凸缘总厚度，标记：圆锥销GB117-86 启盖螺钉 启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，其长度应大于箱盖凸缘的厚度。其端部应为圆柱形半圆柱形，以免在拧动时将其端部螺纹破坏。4 润滑与密封4.1润滑4.1.1 齿轮传动的润滑根据齿轮圆周速度1.2m/s,速度较低，故只需采用人工定期加润滑脂或润滑油的方式。此种方式适合闭式的齿轮传动。4.1.2 轴承的润滑滚动轴承以值d为滚动轴承内径，mm；n为轴承转速，r/min作为选择润滑方式的参考依据。本设计中，主要参数如下： 低速轴：d=45mm 高速轴：d=30mm 则低速轴： 高速轴： 查（文献1）表16-17得，低速轴上的轴承选用脂润滑，粘度为，高速轴上的轴承选用脂润滑，粘度取140mm4.2 密封4.2.1轴承的密封由于齿轮的圆周速度较低，适合于接触式密封。采用毡圈密封，毛毡圈的内径等于轴径，不留空隙，完全密封。将密封材料放置在梯形槽中于与轴密切接触。5 参考文献文献1机械设计基础蔡南武主编华中科技大学出版社文献2机械设计课程设计殷玉凤主编北京机械工业出版社6 总结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次课程设计