机械设计课程设计减速器设计

1摘要根据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力关键词：机械设计，减速器，传动系统2目录第一章设计任务书.3第二章电机的选择.42.1、计算电机所需功率.42.2、确定电机的转速.4第三章计算总传动比及分配各级的传动比.53.1、传动比的分配.53.2、分配传动装置各级传动比.5第四章运动参数和动力参数计算.64.1、各轴转速计算.64.2、各轴输入功率.64.3、各轴输入转矩.6第五章传动零件的设计计算.75.1、设计V带和带轮.75.2、设计高速级齿轮.85.3、设计低速级齿轮.12第六章轴的选择与校核.176.1、轴1的选择与校核.176.2、轴2的选择与校核.206.3、轴3的选择与校核.24第七章滚动轴承的选择及校核计算.287.1、轴1轴承的选择与校核.287.2、轴2轴承的选择与校核.297.3、轴3轴承的选择与校核.29第八章键连接的选择及校核计算.318.1、轴1键的选择与校核.318.2、轴2键的选择与校核.318.3、轴3键的选择与校核.31第九章润滑方式与润滑剂的选择.339.1、润滑方式的选择.339.2、润滑剂的选择.33第十章设计小结.34第十一章参考文献.343第一章设计任务书1）两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，每年350个工作日；2）使用折旧期8年；3）检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修；4）动力来源的：电力，三相交流，电压380V/220V；5）运输速度允许误差为%5；6）一般机械厂制造，小批量生产；工作拉力4.5kN，带速1.8m/s，卷筒直径500mm23541IIIVPdPw4第二章电机的选择2.1、计算电机所需功率dP：查手册第3页表1-7：带传动效率：0.961每对轴承传动效率：0.992圆柱齿轮的传动效率：0.963联轴器的传动效率：0.9934卷筒的传动效率：0.965说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：=0.81421345由计算带传动所需要的功率P=4.51.8=8.1kw所以电机的功率为8.10.81=10kw2.2、确定电机的转速:查课程设计指导手册工作机的转速nw由106/DnV已知：V输送带带速（V=1.8m/s）D卷筒直径（D=500mm）计算得：8./iwr电动机的转速：总nwd其中：i=160总.8dn根据电动机所需功率：10dpkw电动机的转速10.8dn2.3、由课程设计手册表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据，选用的电机为：Y160M-4额定转速为1460r/min，额定功率为11kw.5第三章计算总传动比及分配各级的传动比3.1、传动比的分配i总=nm/nw=1460/68.821.22式中nm-电动机满载转速，1460r/min;nw-工作机的转速，68.8r/min。3.2、分配传动装置各级传动比i总=i带轮i齿1i齿2分配原则：i带轮=1i齿=36i齿1=（1.31.4）i齿2减速器的总传动比为i=i总/i滚筒=21.22双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1=5.252i3.低速级的传动比i齿2=i/i齿1=21.22/5.252=4.046第四章运动参数和动力参数计算4.1、各轴转速计算n0=nm=1460r/minn=nm/i带轮=1460r/minn=n/i齿1=1460/5.252=278r/minn=n/i齿2=278/4.04=68.8r/min4.2、各轴输入功率P0=Pd=11kwP=Pd1=11x0.96=10.56kwP=P23=10.56x0.96x0.99=10.036kwP=P23=10.036x0.96x0.99=9.538kw4.3、各轴输入转矩T0=9550Pd/n0=9550x11/1460=71.95KmNT=9550P/n=9550x10.56/1460=69.073KT=9550P/n=9550x10.036/278=344.762KT=9550P/n=9550x9.538/68.8=1323.952KmN表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率kw转速inr转矩kT传动比0轴11146071.951轴10.56146069.0735.252轴10.036278344.762轴9.53868.81323.9524.047第五章传动零件的设计计算5.1、设计V带和带轮5.1.1.设计V带确定V带型号查课本156页表8-8得：2.1AK则1.20cAdPKkW根据cP=12KW,0n=1460r/min,由课本157页图8-11，选择B型V带，取d1=125。查课本第157页表8-9取。12125.9812.5nd215d为带传动的滑动率。0:验算带速：带速在5-25m/s范围内，14609./6dnVms合适。取V带基准长度dL和中心距a：初步选取中心距a：取a=375。012.5.512375d由课本第157页式（8-22）得：查课本00021124.5dLaa第145页表8-2取。由课本第158页式8-23计算实际中心距：12dL0048.752da验算小带轮包角：由课本第195页式13-1得：。18.3012a求V带根数Z：由课本第158页式8-26得：00LcPZK，查课本156页表8-8得Ka=1.2,查表8-5得，查表8-2得，查表8-5得p=0.:.87l，查表8-4得。最终计算得Z=6.9，故带的根数为7。1.0K2.19Po求作用在带轮轴上的压力QF：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m，故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：205.(1)63.cPqvNzvK8作用在轴上压力：。02sin29cFZN5.2、设计高速级齿轮5.2.1、选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数127，大齿轮齿数2115.25227=141.8,取Z2=142。5）选取螺旋角。初选螺旋角145.2.2、按齿面接触强度设计按式（1011）试算，即321)(12HEdttZuTk1）确定公式内的各计算数值（1）试选6.1tK（2）由图2，选取区域系数43.2HZ（3）由图查得78.01712.65（4）计算小齿轮传递的转矩41=6.90TNm（5）由表选取齿宽系数1d（6）由表5查得材料的弹性影响系数2/18.9MPaZE（7）查资料按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，aH60lim大齿轮的接触疲劳强度极限lim250H（8）由式5计算应力循环次数991601460(3508).210hNnjL9923./5.2.7（9）由图23查得接触疲劳强度寿命系数9.1HNK95.02HN（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-14得MPaSKHNH54069.01lim1.2.2li2取其中较小的作为该齿轮副的接触疲劳应力，为523MP）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td124312.6906.25.43189.50.3tdm（2）计算圆周速度1.31./6060tnvms（3）计算齿宽及模数nt15.3.dtb1cos0cos14.7982tntmmZ2.5.798.5/03/43nthb（4）计算纵向重合度903.14tan218.0tan18.Zd（5）计算载荷系数K已知使用系数A根据，级精度，由图查得动载荷系数3.8/vms1.VK由表3查得10231.208(.6)0.115.420HdKb由图查得.34FK假定，由表查得0/AtNmb.1FHK故载荷系数1.1.42.AVH（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-12得331/50.2/.65.7ttdKm（7）计算模数nm1cos.7cos142.0nZ5.2.3、按齿根弯曲强度设计由式10-7321csFSdnYZKTm1)确定计算参数（1）计算载荷系数.41.32.08AVF（2）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数9018.0Y（3）计算当量齿数1332729.56cos41.VZ（4）查取齿形系数由表查得592.1FaY.172FaY（5）查取应力校正系数由表查得6.S2.98Sa（6）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大MPaFE501齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE380211（7）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK8.02FN（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得MPaEF57.304.11SKFN86.2.822（9）计算大小齿轮的aY12.591.60.337.8.5FaSFY大齿轮的数据大2)设计计算42322.086910.8cos140.6352.75nmm对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面弯曲疲n劳强度计算的法面模数，取2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时nm满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计15.72dm算应有的齿数。于是有1cos5.72cos4.03ndZ取，则128Z215.28.0618i5.2.4、几何尺寸计算1）计算中心距12()(14).39coscosnZmam将中心距圆整为181.5mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角12()(2814)arcsarcs.5nZ因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ123）计算大、小齿轮的分度圆直径12854.3cos.20.1nZmdm4）计算大、小齿轮的齿根圆直径12.54.35.49.302025fndmm5）计算齿轮宽度154.3.db圆整后取；2B1605.2.5、验算169054.3tTFNd2.8/10/54.AtKmb合适5.3、设计低速级齿轮5.3.1、选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数127，大齿轮齿数2114.0427=109。5.3.2、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式24进行试算321)(.HEdttZuTkd1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数3.1tK（2）计算小齿轮传递的转矩1355129.0/9.10.36/2783476TPnKNm（3）由表选取齿宽系数d（4）由表5查得材料的弹性影响系数1/289.EZMPa（5）由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限li25a（6）由式计算应力循环次数91062781(308).7410hNnjL992.74/.0.5（7）由图23查得接触疲劳强度寿命系数1.9HNK20.3HN（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得1lim10.96540HNKMPaS2li231.a2）计算(1)试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值td1H4231.76205.189.2().73tdm(2)计算圆周速度v1298.3.4/60160tns(3)计算齿宽1.7.dtbm(4)计算齿宽与齿高之比模数198.3.62tntmZ齿高.5.8.23/9873/10nthmb14(5)计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数1.437/vms0.V假设，由表查得NbFtA/0/1HK由表查得使用系数1AK由表查得231.208(.6)0.1198.714Hdb由图1查得.47FK故载荷系数.0.3.5AVH（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式2得331/98.715/.4.26ttdm（7）计算模数1/04.26/.mZ5.3.3、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为321FSdnYZKT1）确定公式内的计算数值(1)由图4查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382(2)由图22查得弯曲疲劳寿命系数85.01FNK.02FN(3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得11.530.574FNEMPaaS2208286.K15(4)计算载荷系数1.07.415729AVFK（5）查取齿形系数由图17查得12.6FaY2.3Fa（6）查取应力校正系数由图10-18/查得1.Sa21.8Sa（7）计算大小齿轮的，并比较FY12.610.384357.6FaSFY大齿轮的数据大2）设计计算4321.5793.610.682.9mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.89，并就近圆整为标准值3。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有198.73dm取/2.91Z3Z大齿轮齿数取24.0.2i2134Z5.3.4、几何尺寸计算1）计算分度圆直径1239402dZmm2）计算齿根圆直径122(.5)(3.5)91.4fdZ3）计算中心距12()/(91.53.)/23am4）计算齿宽1619dbm取204B105.3.5、验算1376294.tTFNd.0.5/10/9AtKmb合适17第六章轴的选择与校核6.1、轴1的选择与校核6.1.1、输入轴上的功率110.56,n460/minPkwr转速转矩416.9TNm6.1.2、求作用在齿轮上的力412.0251.3tantan.93.coscos.t2541t4602traFdN6.1.3、初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取12A（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径33min1/20.56/142.6dAPm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径12d12d与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，41.369087caATKNm查机械设计手册(第三版)P99，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度12d124dL52，半联轴器与轴配合的毂孔长度。38L6.1.4、轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径。半联轴器与轴配合的dh.07.28dm260l毂孔长度=38mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，1L18故的长度应该比略短一点，现取1l1L136lm（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据，初选型号7006AC轴28d承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定305dDB15.2rCKN静载荷，故,轴段3的长10.2rCKN6am49aD36m度为35mm,而轴段6应为44mm即。36;ll(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并410考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据7006AC的角接触轴承的定位轴肩直径确定ad436am（4）因为齿轮和轴段5是一体的,由前面计算可知齿轮的齿顶圆。56.3adm齿宽圆整后为55mm，故，。.d5lm(6)参考课本P360表15-2，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。0146.1.5、输入轴的结构草图6.1.6、受力分析、弯距的计算1）计算支承反力（1）在水平面上3268.0tAXFLN1859.4BXtAXFN19640.2AYaFN（2）在垂直面上1320,7.0arBAZFdLMN故95.6.9ZrZF总支承反力22228.04.3794.AXAYZN159615BBF2）计算弯矩并作弯矩图（1）水平面弯矩图28.0.879.AXMLNm179BN（2）垂直面弯矩图235.371.5AZFL619860BMNm（3）合成弯矩图2227531.34.6AXAZ1089609BB3）计算转矩并作转矩图169.073TkNm6.1.7、作受力、弯距和扭距图206.1.8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据课本P368式15-5，并取，6.0轴的计算应力221()/7.caAMTWMPa由课本P358表查得，故安全6011ca6.2、轴2的选择与校核6.2.1、中间轴上的功率2210.36,n78/minPkwr转速转矩234.76TkNm6.2.2、求作用在齿轮上的力高速大齿轮:42113.7621058.95tantan8.97.coscos.t2t14569traFNd低速小齿轮:213.760.9tan4.tan2530trTFNd6.2.3、初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。21根据课本P366表，取，于是由课本P366式初12A步估算轴的最小直径33min2/10.6/783.0dAPm这是安装轴承处轴的最小直径1d6.2.4、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号6209的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷45819dDB52am78aD基本额定静载荷故。轴段1和3.rCKN0.rCKN154dm5的长度与轴承宽度相同,又齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，故取，又段为直齿轮，已知分度圆直径为99mm，齿宽109mm，146lm2l所以，。20d109(2)小直齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直径,轴肩高度,取,故取。h.7.35dhl4.3ml10(3)轴段4上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取4d5。又已知大齿轮齿宽为104mm，所以。取齿轮齿宽中8dm4l间为力作用点,则可得,，17.5Lm216.5L37Lm（4）参考课本P360表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见0.CAD图。6.2.5、中间轴的结构布置226.2.6、轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：在水平面上1323()58.1ttAXFLLN1569.YaN235.7BXttAXFF在垂直面上：5132313()0,208.7rarBAZdLLMN故1294.rAZFFN总支承反力：2222258.16.08.759.8AXAYZ367943BBF2)计算弯矩在水平面上：135.26.5BXMLNm21874307.AF126.XB2324307.5XAMNm在垂直面上：1396.BZFL51098.752ad28.7142.AZMNm1906zBNm.5zZ218742A故222116.5970843.5XZMNm16.902222243.1.XZ3)计算转矩并作转矩图23476TNm6.2.7、作受力、弯距和扭距图246.2.8、按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据课本P368式，并取6.0222()/4.aMTWMPa由课本P358表查得，校核安全。121a6.3、轴3的选择与校核6.3.1、输入功率转速39.58PKW368./minnr转矩312TkNm6.3.2、第三轴上齿轮受力329568.40tFdtan.tan2rN。397.46.3.3、初定轴的直径轴的材料同上。由课本P366式，初步估算轴的最小直径33min/1.58/6.0dAPm这是安装链轮处轴的最小直径，取。kd16k6.3.4、轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段1和轴段5用来安装轴承，根据，初选型号6312的深沟球160dm轴承，参数基本：基本额定603dDB72a18aD动载荷基本额定静载荷。由此可以确定：8.rCKN5.8rCKN，轴段1左端装有轴承端盖，查机械设计手册P166表11-11可1560dm知b=8-10，又轴段1、5装有套筒，所以10lm541l(2)轴段2上安装低速级大齿轮,已知齿轮,齿宽104mm，所以，为便20lm25于齿轮的安装，应略大与,可取。大齿轮右端用轴肩固定,由此2d1267dm可确定轴段3的直径,轴肩高度,取,故取h1.0.380dhl4.13310lm(3)轴段4右端装有轴承，为便于安装，且考虑阶梯轴的合理性，取，467dm。轴段6左端装有轴承，右端装有轴承端盖，为便于安装，且考虑阶46l梯轴的合理性，取，。5dm650l（4）轴段7与联轴器相连，该轴的转矩为，有为了便于安装312.95TNm轴承盖，应该略低于，故。所以查机械设计手册P94表8-2初6748选联轴器GY7，可知。712lm（5）取齿轮齿宽、轴承中间为力作用点,则可得,，17Lm214.5Lm34.Lm（6）参考课本P360表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD0.245图。6.3.5、输出轴的结构草图6.3.6、轴的受力分析、弯距的计算（1）计算支承反力在水平面上0AXM112350.trBXFLLN26138.9AXtBXFN在垂直面上210,56.4rBZALM故397.81rFN（2）计算弯矩）水平面弯矩在C处，1.7064.3XALm在B处，3295.1987BrMFN）垂直面弯矩在C处16.472.ZAL（3）合成弯矩图在C处2220.31984.604.1CXZNm在B处，198.7BMNm（4）计算转矩，并作转矩图(CD段)312.95T6.3.7、作受力、弯距和扭距图276.3.8、按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据课本P369式，并取6.0223()/5.1BaMTWMPa由表查得，校核安全。602128第七章滚动轴承的选择及校核计算7.1、轴1轴承的选择与校核7.1.1、轴轴承的选择由第五章轴的选择与校核分析可知，选型号7006AC轴承，基本额定动载荷基本额定静载荷15.2rCKN10.2rCKN7.2.1、轴轴承的校核（）校核轴承A和计算寿命径向载荷223768.7rZXF轴向载荷640.AaN由，在课本P317表取X0.44。相对轴向载荷为/.8re，在表中介于0.0580.087之间，对应的e值为0.430.460642.031aFC之间，对应Y值为1.301.23，于是，用插值法求得，故。(.)(.870.63).1.280.50.4,1.28XY由课本P318表取则，A轴承的当量动载荷.df，校核安全()139.AdArarPfXFYNC该轴承寿命该轴承寿命66331001520()()4894.rAhALhnP（）校核轴承B和计算寿命径向载荷2226.985.9.rZXFN当量动载荷，校核安全1.30BdrrPfC该轴承寿命该轴承寿命66311520()()85.44.9rBhBLhnP297.2、轴2轴承的选择与校核7.2.1、轴轴承的选择由第五章轴的选择与校核分析可知，选型号6209的深沟球轴承基本额定动载荷基本额定静载荷。31.5rCKN20.5rCKN7.2.2、轴轴承的校核）校核轴承A和计算寿命径向载荷2596.7rXZF轴向载荷.1AaYN,查课本P317表13-5得X=1,Y=0,按课本P318表13-6,/0.95Aare,取,故2.1df.0df()596.7AdAraPfXFYN因为，校核安全。PCr该轴承寿命该轴承寿命6321()860rAhACLhnP）校核轴承B和计算寿命径向载荷2859.rXZFN当量动载荷，校核安全3BdrrPfC该轴承寿命该轴承寿命63210()02rBhBLhnP查表13-3得预期计算寿命，故安全。hhL7.3、轴3轴承的选择与校核7.3.1、轴轴承的选择选型号6312的深沟球轴承基本额定动载荷基本额定静载荷81.rCKN。51.8rCKN7.3.2、轴轴承的校核30）校核轴承A和计算寿命径向载荷2081.4rXAZFN当量