机械设计减速箱设计.doc

机械设计基础课程设计说明书目 录广东工业大学课程设计任务书 21 传动装置的总体设计 41.1传动比的计算 41.2传动方案选择 41.3选择电动机 51.4确定传动比和传动比分配 51.5各轴的主要参数 62 V带轮设计 73 齿轮传动设计 8 3.1高速级齿轮设计 8 3.2低速级齿轮设计 114 轴的设计 14 4.1高速轴设计 14 4.2中间轴设计 15 4.3低速轴设计 165 轴承的选择与寿命计算 18 5.1高速级轴承的选择 18 5.2中间级轴承的选择 18 5.3低速级轴承的选择与寿命计算 186 键的选择与强度校核计算 19 6.1带轮与高速轴的连接键 19 6.2大齿轮与中间轴的连接键 19 6.3大齿轮与中间轴的连接键 19 6.4联轴器与低速轴的连接键 19 7 润滑方式及密封 20 7.1传动件及轴承的润滑方式 20 7.2轴承的密封方式 208 减速器附件说明 209 其他技术说明2210 设计小结22参考文献 22广东工业大学课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院 专业班级 姓 名 学 号 一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力：F = 3.9 kN； 2运输带工作速度：v = 1.5 m/s； 3卷筒直径： D = 300 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 7工作环境：室内，轻度污染环境； 8边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教5-202第16周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教2-502、504、506、508第16周周一至周二三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算；减速器箱体及附件的设计教2-502、504、506、508第16周三至第17周一四完成减速器装配图教2-502、504、506、508第17周二至第18周一五零件工作图设计教2-502、504、506、508第18周周二六整理和编写设计计算说明书教2-502、504、506、508第18周周三至周四七课程设计答辩教2-502、504、506、508第18周五五、应收集的资料及主要参考文献1西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，濮良贵、纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2001年6月第7版2林怡青、谢宋良、王文涛编著. 机械设计基础课程设计指导书M. 北京：清华大学出版社，2008年11月第1版3机械制图、机械设计手册等。发出任务书日期：2009年12月14 日 指导教师签名：计划完成日期： 2010年 1月4日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：计 算 及 说 明结 果1.传动装置的总体设计1.1.传动比的计算确定总传动比常用：Y系列笼型三相异步交流电动机，卧式封闭型工作机转速：电机满载转速：初选总传动比确定传动装置的类型 i单级最大传动比 i15 两级传动 i=1550 三级传动因为i=30.37 所以选择三级传动1.2.传动方案选择根据上述数据中总传动比的范围而选择的三级传动，所以传动方案选择二级展开式圆柱斜齿轮减速箱和带式传动组合方案特点：传动较小的带传动应布置在高速级，有利于整个转动系统的紧凑匀称，同时带传动在高速级有利于发挥它的平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，减小噪音，宜布置在高速级上。二级展开式圆柱齿轮减速箱应用广泛，设计简单，结构简单，但由于轴承的不对称分布要求轴的刚度比较高，而且齿轮应布置在远离转距输入输出端，以减少载荷沿齿向分布不均匀现象。方案简图1.3选择电动机1）类型常用：Y系列笼型三相异步交流电动机，卧式封闭型 同步转速：3000 1500 1000 7502）功率计算卷筒转速：= =95.5r/min卷筒轴的输出功率：=5.85kW传动装置的总效率：=84%电动机输出功率：= =6.96kW电动机额定功率: PedPd=6.96kW选择电动机Y132S2-2，技术数据如下：电动机型号额定功率(kW)同步转速（r/min）满载转速（r/min）质量（Kg）Y132S2-27.530002900722.02.31.4确定传动比和传动比分配设各级传动比分别为=30.37=（1.11.5）=24 =36 =36 取=2由上述式子可得：=2；=4.27；=3.561.5各轴的主要参数各轴转速：电机轴 =2900r/min 轴 =1450r/min 轴 =339.57r/min 轴 =95.39r/min 输出端 =95.39r/min（轴为高速轴，轴为中间轴，为输出轴，下同）各轴功率：电机轴 =6.96kW 轴 =6.61kW 轴 =6.48kW 轴 =6.35kW各轴扭距： 电机轴 =22.92 kNmm 轴 =43.53kNmm 轴 =182.24kNmm 轴 =635.73kNmm 轴名参数电机轴轴轴轴功率P/kW6.966.616.486.35转距T/(kNmm)22.9243.53182.24635.73转速n/(r/min)29001450339.5795.39传动比i24.273.562.V带轮设计条件：额定功率为P=7.5kw,满载转速=2900r/min,从动转速为=1450r/min,使用寿命8年，工作情况每天8小时2班工作制，连续单向运转，载荷较平稳1、确定计算功率 =2、选择V带的带型根据选择A型带3、确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径=90mm2）验算带速v 13.65m/s因为5m/s13.65m/s30m/s,故带速合适3） 计算大带轮的基准直径180mm 圆整为180mm (误差小于5%，允许)4、确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）初定中心距=500mm2）计算所需的基准长度1229.18mm选带的基准长度=1250mm3）计算实际中心距410.41mm 5、验算小带轮包角 合格6、 计算带的根数z1） 单根V带功率由=90mm和=1450r/min，查表得=1.67kW根据=1450r/min，i=2和A 带型，查表得=0.34kW=0.968，=0.931.81kW2）计算V带根数：4.97 取z=57、计算单根V带的初拉力的最小值122.98N8、计算压轴力1222.41N3.齿轮传动设计 齿轮设计要求：都为斜齿轮,且为8级精度,定各齿轮的旋向，轴向力指向轴的非伸出端,每年300日，每班8小时。3.1高速级齿轮设计、选精度等级、材料及齿数 ）材料及热处理小齿轮材料用45钢（调质），硬度为240HBS，大小齿轮材料用45钢（调质），硬度为240HBS，硬度差为0HBS。2）取小齿轮=20，则=85，3）选取螺旋角。初选螺旋角1=、按齿面接触强度设计（1）初算分度圆 1）试选=1.6选区域系数=2.433 2）=0.758 =0.872 =+=1.63 3）许用接触应力计算 600MPa 600MPa =0.9 =0.95=540MPa=570MPa 555 MPa 4）初算小齿轮分度圆直径=49.19mm 5）计算圆周线速度3.73m/s 6）计算齿宽49.19mm 7）计算当量模数2.39mm 8）计算齿高5.38mm 9）计算纵向重合度：1.59 10）计算载荷系数K已知使用系数=1，根据v=2.39m/s，8级精度，查表得动载系数=1.15 =1.454 =1.375 =1.4故2.34 11）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径55.84mm 12）计算模数2.71mm3、按齿根弯曲强度设计1）计算载荷系数2.212）根据纵向重合度=1.59，查得螺旋角影响系数=0.883）计算当量齿数 4）查取齿形系数及应力校正系数5）小齿轮弯曲疲劳极限MPa MPa6）计算弯曲疲劳许用应力218.57 MPa 230.72MPa7） 计算大小齿轮的并加以比较 =1.70mm取=2mm 取=28则=284.27=119.7 取=1204、几何尺寸计算1）计算中心距取153mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径55.65mm247.33mm4）计算齿轮宽度55.65mm圆整后宽55mm，60mm3.2低速级齿轮设计、选精度等级、材料及齿数 ）材料及热处理 小齿轮材料用45钢（调质），硬度为240HBS，大小齿轮材料用45钢（调质），硬度为240HBS，硬度差为0HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度）取小齿轮=20，则=85，）选取螺旋角。初选螺旋角1=、按齿面接触强度设计（1）初算分度圆 1）试选=1.6选区域系数=2.433 2）=0.77 =0.872 =+=1.642 3）许用接触应力计算 600MPa 600MPa =0.9 =0.95=540MPa=570MPa 555 MPa 4）初算小齿轮分度圆直径=68.03mm 5）计算圆周线速度1.21m/s 6）计算齿宽68.03mm 7）计算当量模数2.75mm 8）计算齿高6.1875mm 9）计算纵向重合度：1.903 10）计算载荷系数K已知使用系数=1，根据v=1.21m/s，8级精度，查表得动载系数=1.1 =1.4565 =1.378 =1.4故2.243 11）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径76.14mm 12）计算模数3.08mm3、按齿根弯曲强度设计1）计算载荷系数2.132）根据纵向重合度=1.903，查得螺旋角影响系数=0.883）计算当量齿数 4）查取齿形系数及应力校正系数5）小齿轮弯曲疲劳极限MPa MPa6）计算弯曲疲劳许用应力218.57 MPa 230.72MPa8） 计算大小齿轮的并加以比较 =2.45mm取=2.5mm 取=30则=303.56=106.7 取=1074、几何尺寸计算1）计算中心距取176mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径77.08mm274.91mm4）计算齿轮宽度77.08mm圆整后宽80mm，85mm4.轴的设计4.1高速轴设计材料选用45钢 （调质）最小直径：当100，有一个键槽时，轴径增大5%7%=20mm因为有5跟A型V带，按照带轮标准=24mm1） 由带轮标准可以定出定出轴的直径及78的长度2） 由定位轴肩的要求及标准毛毡圈定出，轴承端盖到带轮的距离属于动、静零件之间的距离，可取1520mm，以及箱体结构和轴承盖螺栓的长度可以确定66的长度3） 由轴承标准及非定位轴肩可以定出及16长度，最右端轴段是由轴承标准及挡油盘的标准确定和18的长度。4） 为定位轴肩要求，又由于与齿根圆相差不大，所以该轴为齿轮轴，长度由齿宽，其余长度及箱体结构确定。弯扭强度校核略。4.2中间轴设计材料选用40钢（调质）最小直径：当100，有一个键槽时，轴径增大5%7%=35mm1）由最小直径定出轴承内径，右端轴段是由轴承标准和挡油盘标准确定的2）为过度轴肩要求，长度由齿轮的宽度确定3）为定位轴肩要求，负责固定齿轮，长度12是为了防止两齿轮相干涉4）由于齿轮满足的要求，所以可以作为轴齿轮，节省材料。轴齿轮的长度就由齿轮宽度决定。5）为过渡轴肩，长度由齿轮与箱体的相互位置关系确定由弯扭强度校核略4.3低速轴设计材料选用40钢（调质）最小直径：当100，有两个键槽时，轴径增大10%15%=55mm由轮系与箱体相互位置确定跨距182mm根据任务书要求，选择弹性联轴器，查表后选择TL9型弹性柱销联轴器。1）通过选择联轴器确定最小直径定出及84的长度的轴段2）由定位轴肩的要求和毛毡圈的标准定出3）由轴承标准及挡油板结构定出及20长度，右端由轴承标准定出及20的长度4）为过渡轴肩要求，其长度由齿轮的宽度确定5）、为定位轴肩要求，段的长度由轴环要求确定其余长度由齿轮与箱体的相互位置关系确定。弯扭强度校核：4624.84N1730.41N1101.79N1435.73N 3189.11N=180184.12Nmm-295.21N 1435.2N =81088.8Nmm=-37048.86 Nmm =197589.75 Nmm =183953.63 Nmm19.35MPa60MPa=受力分析如图所示：因为此弯扭强度与极限值相差很大，所以其他截面不用校核。5.轴承的选择与寿命计算 5.1高速级轴承的选择 由轴的结构及轴力分析确定选择7007C型角接触球轴承（GB/T292-1994）。 5.2中间级轴承的选择 由轴的结构及轴力分析确定选择7007C型角接触球轴承（GB/T292-1994）。 5.3低速级轴承的选择与寿命计算 由轴的结构及轴力分析确定选择7014C型角接触球轴承（GB/T292-1994）。 受力分析如图所示： 查表得轴承额定静载荷=43.5kN相对轴向载荷0.025查表得e=0.39 NN N NN（此处为1.1）6.键的选择与强度校核计算 6.1带轮与高速轴的连接键 根据轴的直径与安装轴段的长度选择键C8x50 （GB/T1096-1979）连接强度校核：MPa=110 MPa 安全6.2大齿轮与中间轴的连接键根据轴的直径与连接轴段的长度选择键（GB/T1096-1979）连接强度校核：MPa=110 MPa 安全6.3大齿轮与低速轴的连接键根据轴的直径与安装轴段的长度选择键（GB/T1096-1979）连接强度校核：MPa=110 MPa 安全6.4联轴器与低速轴的连接键根据轴的直径与安装轴段的长度选择键（GB/T 1096-1979）连接强度校核：MPa=110 MPa 安全7.润滑方式及密封 7.1传动件及轴承的润滑方式齿轮的润滑采用浸油润滑，因为该润滑方法容易实现且两大齿轮的尺寸相差不大，既能保证小的大齿轮的浸油量，也不至于使得另一大齿轮浸油过深。轴承采用油润滑，由于大齿轮的圆周线速度达不到3m/s，所以需要设置引油结构。齿轮运转带起的润滑油飞溅到箱盖上，沿内壁流下，通过箱盖上的导油斜面汇集到箱座剖分面上设置的油沟内。润滑油沿油沟流动，通过轴承盖上的缺口进入轴承室进行润滑。润滑油应半年重新更换或添加。 7.2轴承的密封方式由于使用油润滑，当轴承旁小齿轮的齿顶圆直径小于轴承外圈，为防止齿轮啮合时挤出的高压热油冲向轴承内部，增加轴承的阻力，所以应设置挡油盘。8减速器附件说明视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，现取L=180mm，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。螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在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。本减速器采用G1/2”螺塞。油面指示器：选择一般减速器常用的油标尺，油标尺上有标示最高油面和最低油面的刻度。本减速器所选的没有隔离套，应在减速器停止工作一段时间后观察油标尺油面痕迹。 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改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡，现采用M24通气塞。 启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹，现采用与连接箱座箱盖的螺钉统一规格。 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度，现采用8x35圆锥销（GB/T 117-2000）。吊钩与吊环：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运减速器。减速器机体结构尺寸如下： 名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6df.d1.d2.至箱外壁距离;df.d2至凸缘边缘的距离M10 M16 M2016 22 2614 20 24轴承旁凸台高度和半径R1R1= C2箱体外壁至轴承座端面距离50箱体内壁至轴承座端面距离58大齿轮顶圆与内壁距离22齿轮端面与内壁距离10肋厚0.68轴承端盖凸缘厚度1.2129. 其他技术说明1、装配前箱体与其他铸件不加工面应清理干净，除去毛边、毛刺，并浸涂防锈漆；2、零件在装配前用煤油清洗，轴承用汽油清洗干净；3、齿轮装配后应用涂色法检查接触斑点，圆柱斜齿轮沿齿高不小于40%，沿齿长不小于50%；4、调整、固定轴承时应留有轴向间隙0.05-0.1mm；5、减速器内装N220工业齿轮油，油量达到规定深度；6、减速器内壁涂耐油油漆，减速器外表涂灰色油漆；7、减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，箱体剖分面应涂以密封胶或水玻璃，不允许使用其他任何填充料；8、按试验规程进行试验10. 设计小结在设计过程中，由于基础知识不扎实，遇到不少问题，幸亏与同学相互讨论，并在两位老师的指导下发现了其中的错误并修正最后顺利完成了设计，从中也收获不少，受了不少启