机械设计基础课程设计之减速器(附图).doc

机电工程学院机械设计基础课程设计说 明 书课题名称： 精压机传动系统设计 学生姓名： 薛 傲 学号： 20110601132 专 业： 材料成型及其控制工程 班级： 11材控1 成 绩： 指导教师签字： 2013年6月28日. . 目录1 传动系统方案设计与分析22 传动装置的总体设计31.电动机的选择3 2.传动比的分配4 3.计算传动装置运动和动力参数43 传动零件设计计算51.带传动的设计52.齿轮传动的设计74 轴系结构部件的设计111.轴的设计与弯扭合成强度计算112.滚动轴承的选用与验算133.联轴器的选用154.键连接的选择155 润滑方式的选择166 箱体的设计177 减速器装配图和零件图218 总结239 参考文献24计算说明 图1 带式输送机的传动装置简图1、 电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机一 传动系统方案设计与分析设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限8年.工作为2班工作班制.载荷变动较大.运输带速度允许误差5%。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1500N；输送带速度V=1.8m/s;滚筒直径D=250mm。2 传动装置的总体设计1. 电动机的选择电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机电动机功率选择;(1） 传动装置的总功率：n总=n带*n轴承*n轴承*n齿轮*n联轴器*n滚筒 =0.96*0.98*0.98*0.97*0.99*0.96=0.885(2) 电机所需的工作功率：P工作=PV/(1000n总）=1500*1.8/(1000*0.885)=3.05KW确定电动机转速：计算滚动工作转速n筒=60*1000V/(3.14D) =60*1000*1.8/(3.14*250) =137.51r/min 根据书中推荐的传动比合理范围.取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35.取V带传动比I1=24.则总传动比理时范围为Ia=620.故电动机转速的可选范围为Id=Ia*n筒=（620)*137.51=825.062750.2r/min符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min.根据容量和转速.由有关书籍查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案.综合考虑电动机和传动装置尺寸.重量.价格和带传动.减速器的传动比.可见应选n=1000r/min。 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型.所需的额定功率及同步转速.选定电动机型号为Y132M1-6 其主要性能：额定功率：4KW.满载转速960r/min。2.传动比的分配 （1）总传动比：i总=n电动/n筒=960/137.51=6.98 (2) 分配各级传动比取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=36合理）因为i总=i齿轮*i带所以 i带=i总/i齿轮=6.98/3=2.333.传动装置运动和动力参数(1) 计算各轴转速n0=n电机=960r/minnI=n0/i带=960/2.33=412.02(r/min)nII=nI/i齿轮=137.34（r/min)nIII=nII=137.34（r/min)计算各轴的功率P0=P工作=3.05KWPI=P0n带=3.05*0.96=2.928KWPII=PI*n齿*n承=2.783KWPIII=PII*n承*n联=2.70KW（3）计算各轴扭矩TO = 9550Po/n0=95503.05/960 =30.34 NmT1 = 9550PI/nI=95502.928/412.02 =67.87 NmTII=9550PII/nII=95502.783/137.34=193.52 NmTIII=9550PIII/nIII=95502.70/137.34=187.75 Nm3 传动零件设计计算.V带传动的设计计算1).确定计算功率Pc由于每天工作时间T=24h.运输装置载荷变动大.由表8.21查得工作情况系数KA=1.4.故Pca=KAP1=1.43.05kW =4.27kW2).选择V带的带型根据Pca,n0由图8-12选择A型V带。3).确定带轮的基准直径dd1由表8-12.取小带轮的基准直径dd1=100mm 。 按式（8-13）验算带速:=dd1nI/(601000)=100960/60000=5.03m/s因为5m/s30m/s,故带速合适。 4).计算大带轮的基准直径dd2 根据式(8-15a)则dd2=n1/n2*dd1 = 960/412.02100=233mm按表8.3选取标准值dd2=236mm 5).确定V带的中心距a和基准长度Lo根据式0.7(dd1+dd2)a2(dd1+dd2) 算得235.2a1200 7).计算带的根数z 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1.查课本1表8.18得 dd1=100mm.n1=960r/min, 查表得P0=2.47+（2.83-2.47）(960-800)/(980-800)=2.79KWi1时单根V带的额定功率增量. P0Kbn1(1-1/Ki)=0.0010275KW查1表.得Ki=1.1373,则P00.0010275960（1-1/1.1373）=0.119KW由表8.4得.带长修正系数KL=0.99.表8.11包角系数Ka=0.97ZPC/(P0+P0)KKL4.27/(2.79+0.119) 0.970.991.53 取Z2根8)计算轴上压力由课本8.6表查得q0.10kg/m.单根V带的初拉力：F0500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2500x4.27/2x5.03(2.5/0.97-1)+0.10x5.032 337.28N则作用在轴承的压力FQFQ2ZF0sin(1/2)22337.28sin(164.13/2)1336.203N9)计算带轮的宽度BB（Z-1）e+2f（2-1）15+21035 mm10) 结构设计结果选用A型V带.中心距a=500mm.带轮直径dd1=100mm .dd2=236mm.轴上压力FQ1241.48N.齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动.通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料.小齿轮材料为45钢.调质.齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢.正火处理.硬度为169-217HBW；精度等级：精压机是一般机器.速度不高.故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面.主要失效形式为疲劳点蚀.故按齿面接触疲劳强度设计.再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1 76.43KT1(U+1)/duH2) 1/3表10.11载荷系数K 查课本1表 K1.1 转矩TI T1 = 9550PI/nI=95502.928/412.02 =67870 Nmm解除疲劳许用应力H Hlim ZNT/SH按齿面硬度中间值查1Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日.每天24h计算.由公式N60njLh 计算N160412.0210300241.779x109N2N1/i齿1.779x109 /2.337.635108查1课本图曲线1.得 ZNT11 ZNT21.06按一般可靠度要求选取安全系数SH1.0H1Hlim1ZNT1/SH600x1/1600 MpaH2Hlim2ZNT2/SH550x1.06/1583Mpa故得：H 583Mpa计算小齿轮分度圆直径d1由1课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 d1.0 U2.33将上述参数代入下式d176.43KT1(U+1)/duH2) 1/351.94mm 取d156.25 mm计算圆周速度V nId1（601000）412.023.1456.25（601000）1.21msV6ms 故取8级精度合适（3）确定主要参数齿数 取Z125 Z2Z1i齿252.3358.25=59模数 md1Z156.25252.25分度圆直径d1m Z2252.2556.25mm d2m Z2592.25132.75mm中心距a（d1+ d2）2（56.25+132.75）294.5mm齿宽 bd*d11.056.2556.25mm取b260mm b1b2+5 mm65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数YF 查1课本表10.13 YF12.65 YF22.18应力修正系数YS查1课本表10.14YS11.59 YS21.80 许用弯曲应力F FFlim YNT/SF由课本1图10.25 按齿面硬度中间值得Flim1210Mpa Flim2 190Mpa由课本1图 得弯曲疲劳寿命系数YNT：YNT1YNT21按一般可靠性要求.取弯曲疲劳安全系数SF1.3计算得弯曲疲劳许用应力为F1Flim1 YNT1/SF2101/1.3162MpaF2 Flim2 YNT2/SF 1901/1.3146Mpa校核计算F12kT1YF1YS1/ （bm2Z1）21.1678702.651.59/（602.25225）82.85Mpa F1F22kT1YF2YS2/ （bm2Z1）82.851.82.18/(1.592.65)77.16Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 d1+2ha56.25+662.25mmda2d2+2ha132.75+6138.75mm 齿全高h h(2 ha*+c*)m(2+0.25)2.255.06 mm 齿根高hf（ha*+c*）m1.252,252.81mm 齿顶高ha ha*m 12.252.25mm 齿根圆直径dfdf1d1-2hf62.25-7.554.75mmdf2d2-2hf132.75-7.5125.25mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构.大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d60mm轮毂直径D11.6d601.696mm轮毂长度L1.2d1.26072mm轮缘厚度0(3-4)m9-12mm 取010mm轮缘内径D2da2-2h-20125.25-25.062095.13 mm 取D2 95mm腹板厚度C(0.2-0.3)b12-18mm取C18mm腹板中心孔直径D00.5(D1+D2)0.5(96+95)95.5mm腹板孔直径d045-25mm 取d020mm齿轮倒角取C24 轴系结构部件的设计 1. 轴的结构设计轴上零件的定位.固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央.相对两轴承对称分布.齿轮左面由轴肩定位.右面用套筒轴向固定.联接以平键作过渡配合固定.两轴承分别以轴肩和大筒定位.则采用过渡配合固定确定轴各段直径和长度d1Ao(P1/n1)1/3=（103126）(2.928/412.02)1/3=（19.824.2）mmd2Ao(P2/n2)1/3=（103126）(2.783/137.34)1/3=（28.134.4mmd3Ao(P3/n3)1/3=（103126）(2.7/137.34)1/3=（27.834）mm选取联轴器类型联轴器的孔径,由表查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩Tca=KaTIII=1.3187.75=244.075 Nmm.按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T 5014-2003选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000 Nmm,半联轴器孔径d=50mm,故取d-=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取L-=110mm右段需要制一个轴肩,高约未4故取d-=50+42mm=58mm根据课程设计.当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时.应具有一定高度.轴肩差一般可取610mm。用作滚动轴承内圈定位时.轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可.例如取15mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。考虑滚动轴承的装拆.选用深沟球滚动轴承型号为“6212”.由标准查得装滚动轴承D直径为110mm.宽为22mm.取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.则因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径.考虑齿轮端面和箱体内壁.轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为15mm.通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度.并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定.所以输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为：42mm.50m.55mm.60mm.68mm 55mm根据课程设计表3-1.表4-1以及图4-1.得取10mm, 1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：2=10mm因为齿轮的圆周速度V=1.21m/s1.52.0 m/s选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mm e=12mm所以可以设计出各段轴的长度.分别为65mm 66mm 37mm 58m 12mm 20mm轴上零件的周向固定齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表查得平键bh=1811mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用平键bh=149mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6确定轴上圆角与倒角尺寸查表,轴左端倒角为245o,右端倒角为245o.轴肩处圆角半径见图纸标注. 轴的校核计算对于输入轴校核：TIII=9550PIII/nIII=95502.70/137.34 =187.75Nm Ft=2TIII/d1=375.49/=3080.8N Fr= Fttan=1150N绘制轴受力简图（a）绘制垂直面弯矩图（b）FAY=FBY=Fr/2=593N MC1=FAYL/2=36.194Nm绘制水平面弯矩图（c）FAZ=FBZ=Ft/2=1614.4N MC2=FAZL/2=56.22Nm绘制合弯矩图（d）MC=(MC12+MC22)1/2=72.54Nm绘制扭矩图（e）T=9.55（P1/n1）=61.16Nm绘制当量弯矩图（f）Mec=Mc2+（T）2 1/2=168.36Nm校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d3=49.8MPa57600h预期寿命足够。计算输出轴承初选轴承为深沟球轴承.型号为6211.基本额定动载荷Cr43.2KN计算当量载荷由于是深沟球轴承.且只承受径向载荷.则P= Fr=Fttan=2965轴承寿命计算 根据条件；由于是球轴承.则Lh=23269172000h.预期寿命足够。3联轴器的选择轴是通过联轴器与轴相连接的轴.轴的直径最小处与联轴器连接.d=45mm,转矩T=446NM.因带式直运输机中齿轮的单向传动.有微量冲击结合此条件.选用弹性联轴器。查表（机械设计基础）得出.选用H4型弹性套柱联轴器.其主要参数如下：公称扭矩710。主动轴孔直径45mm,从动轴轴也选用45mm.Y型轴孔长度L=112mm,A=65。 型号公称转矩T(Nm)许用转速n(r/min)轴孔直径d(mm)轴孔长度L(mm)材料轴孔类型YLD10710360045112HT200Y4.键的选择校核计算（1）主动轴外伸端d=30mm.考虑到键在轴中部安装.故选键10x70 (GB/T1096-2003)b=10mm h=8mm L=70mm选择45钢.其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL =4x104.45x1000/34x8x(70-10) =25.6 MPap故所选键联接强度足够。（2）从动轴外伸端d=45mm.考虑到键在轴中部安装.故选键14x100 (GB/T1096-2003)b=14mm h=9mm L=100mm选择45钢.其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL =4x402.92x1000/45x9x(100-14) =46.3 MPap故所选键联接强度足够。（3）与齿轮联接处d=60mm.考虑到键在轴中部安装.故在同一方为母线上。选键16x63 (GB/T1096-2003)b=16mm h=11mm L=63mm选择45钢.其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL =4x402.92x1000/60x11x(63-16) =52 MPap故所选键联接强度足够。五润滑方式的选择l)润滑方式1.齿轮=1.21m/s12 m/s应用喷油润滑,但考虑成本及需要。选用浸油润滑。2.轴承采用润滑脂润滑。2)润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用100号机械油.最低最高油面矩（大齿轮）1020mm.需油量为1.5L左右。2.轴承润滑选用ZL-3型润滑脂.用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。3)密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处结合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸.垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖间的间隙.由于=3m/s.故选用半粗羊毛毡加以密封。4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封.防止润滑油进入轴承内部。六箱体的设计1、箱体的结构设计(1）箱体材料的选择与毛坯种类的确定根据减速器的工作环境,可选箱体材料为灰铸铁HT200。因为铸造箱体刚性好、外形美观、易于切削加工、能吸收振动和消除噪音,可采用铸造工艺获得毛坯。2）箱体主要结构尺寸和装配尺寸见下表： 单位：mm名 称符号结构尺寸计算或取值依据结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12底座凸缘厚度20箱座上的肋厚7箱盖上的肋厚7轴承旁凸台高度56轴承旁凸台半径16轴承座的外径114122172地脚螺钉直径和数目166通孔直径20沉头座直径45底座凸缘尺寸2523连接螺栓轴承旁连接螺栓直径.轴承旁连接螺栓直径12通孔直径13.5沉头座直径26凸缘尺寸2016箱座、箱盖连接螺栓直径轴承旁连接螺栓直径8通孔直径9沉头座直径18凸缘尺寸1512定位销直径6轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6箱体外壁至轴承座端面的距离42大齿轮顶圆与箱体内壁的距离10齿轮端面与箱体内壁的距离主动齿轮端面距箱体内壁距离11.5从动齿轮端面距箱体内壁距离14油面高度齿轮浸入油中至少一个齿高.且不得小于10mm.这样确定最低油面。考虑油的损耗.中小型减速器至少还有高出510mm 。58箱座高度1902、减速器附件（1）窥视孔和视孔盖在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔.用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等.还可以由该孔向箱内注入润滑油。（2）通气器安装在窥视孔板上.用于保证箱内和外气压的平衡.一面润滑油眼相体结合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。（3）轴承盖轴向固定轴及轴上零件.调整轴承间隙。这里使用凸缘式轴承盖.因其密封性能好.易于调节轴向间隙。（4）定位销为了保证箱体轴承孔的镗削精度和装配精度.在减速器的两端分别设置一个定位销孔。（5）油面指示装置在箱座高速级端靠上的位置设置油面指示装置.用于观察润滑油的高度是否符合要求。（6）油塞用于更换润滑油.设在与设置油面指示装置同一个面上.位于最低处。（7）起盖螺钉设置在箱盖的凸缘上.数量为2个.一边一个。用于方便开启箱盖。（8）起吊装置在箱盖的两头分别设置一个吊耳.用于箱盖的起吊；而减速器的整体起吊使用箱座上的吊钩.在箱座的两头分别设置两个吊钩。七 减速器装配图和零件图 八 总结： 通过本次课程设计让我们明白自己在学习中的很多不足之处.课程设计是对前面所学知识的一种检验.而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多。通过这次课程设计.我才明白学习应该踏踏实实的 不能放过