二级减速器(机械课程设计).doc

机械设计课程设计计 算 说 明 书 设计题目：二级圆柱齿轮减速器 物电学院 机械电子工程12级6班 设 计 者：设计小组第五组 指导教师：林乃昌 宜宾学院 日期：2014 年 12 月 目 录1. 设计目的32. 设计题目43. 电机选择54. 装置运动动力参数计算65. 带传动设计86. 齿轮设计117. 轴类零件设计238. 轴承的寿命计算359. 键连接的校核3510. 箱体设计 3611. 润滑及密封类型 3812. 减速器附件设计 39 13. 参考文献 451. 设计目的 机械设计课程设计是为机械类专业和近似机械类专业学生在学完机械设计课程及同类课程以后所设置的一个重要的实践教学环节，也是学生第一次较全面的，规范的进行设计训练，其主要的目的：（1） 培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生综合运用机械设计课程和其他先修课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展学生有关机械设计方面的知识。（2） 通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使学生掌握一般机械设计程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力。（3） 在课程设计的实践中对学生进行设计基本技能的训练，培养学生查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理等方面的能力。2. 设计题目 拟定题目：两级展开式圆柱直齿轮减速器方案图如下：1输送带2电动机3V带传动4减速器5联轴器 技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 8年每年按350天计算， 每天16小时计算；2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过；滚筒传动效率0.96；5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求 1）减速器装配图1张； 2）零件图3张； 3）设计计算说明书一份； 4）相关参数：F=2.6KN，V=1.1，D=200mm。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=2.6KN，V=1.1。则有：P=2.86KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，则有： =0.96 =0.85所以电动机所需的工作功率为： P=3.5KW 取PP=3.5KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I=840和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I=（840）（24）=16160工作机卷筒的转速为 n= 所以电动机转速的可选范围为 n=I=（16160）105.1 =（1681.616816）符合这一范围的同步转速有3000r/min，查表217-7【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】电动机的机座号与转速对应关系，确定电机的型号为Y112M-2.其满载转速为2890r/min,额定功率为4KW，质量45kg，最大转矩额定转矩2.3最小转矩额定转矩1.4。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比则I分配减速器传动比，由机械设计指导书分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为4.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=2890输入功率：P=P=3.5KW输出转矩：T=9.55=9.55 =1.16N轴（高速轴）转速：n=输入功率：P=P输入转矩T=轴（中间轴）转速：n=输入功率：P=P 输入转矩：T= 轴（低速轴）转速：n=输入功率：PP输入转矩：TN卷筒轴：转速：n输入功率：P=P =3.04KW输入转矩： N各轴运动和动力参数表4.1轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴3.51.1628901轴3.362.441313.62轴3.239.86312.83轴3.102.84104.3卷同轴3.042.78104.3图4-15.带传动设计5.1 确定计算功率P 据1表13-9查得工作情况系数K=1.3。故有： P=KP5.2 选择V带带型 据P和n有1图13-15选用A带。5.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d有1图13-15，取小带轮直径d=140mm。 （2）验算带速v，有： =21.17 因为21.17m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 取=315mm 新的传动比i=2.255.4 确定V带的中心距a和基准长度L (1)由公式初步得a=682.5mm 取a=700mm(2)计算带所需的基准长度 =2125.29mm由1表13-2选带的基准长度L=2200mm（3）计算实际中心距 中心局变动范围： 5.5 验算小带轮上的包角5.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查1表13-4得 P=3.48KW据n=2890，i=2.25和A型带，查113-6得 P=0.34KW查1表13-8得K=0.965，查1表13-2得K=1.06，于是： P=(P+P)KK =（0.34+3.48）0.9651.06 =3.9KW（2）计算V带根数z 故取2根。5.7 计算单根V带的初拉力F由1表13-1得A型带的单位长质量q=0.105。所以 =132.53N5.8 计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin=529.4N5.9 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y112M-2电动机可知其轴径=28、轴长=60、键槽=8、电机直径=230、卧式总高度=265，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。有1图13-17可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取32mm，由1表13-11得大带轮宽度B=（Z-1）e+2f=33可知其结构为辐板式。6.齿轮设计6.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由1表11-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为190HBS，两者硬度差为50HBS； 4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得 Z=100.8，取101；2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由1表11-6选取齿宽系数=1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=2.44N。 4）由1表11-4查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP 5）由1表11-1按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=380MP。 6）计算应力循环次数 查表取接触疲劳寿命系数K=0.98； K=1.1。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 =0.98580=568.4MP =1.1380=418MP (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d，代入 中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： =46.6mm 2)计算圆周速度。 v=3.2m/s 3）计算齿宽b b=146.6=46.6mm 4）计算模数与齿高 模数 齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6）计算载荷系数K。 已知使用系数K=1.3，据v=3.2，8级精度。查动载系数表得K=1.15，K=1.22,K=1.18，由直齿轮K=K=1 故载荷系数： K=KKKK =1.8 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数m m=3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KKKK= =1.76 2）查取齿形系数 由1图11-8查得Y=2.65，Y=2.2 3）查取应力校正系数 由1图11-9查得Y=1.58，Y=1.82 4）由1表11-1查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=450MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=310MP 5）查表取弯曲疲劳寿命系数K=0.88，K=0.906）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =283Mp =199MP 7）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.01480 =0.02012经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m=1.35 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有： =34.6取Z=35，则Z4.2=147取=147，新的传动比i4.24.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mm （2）计算中心距 a =136.5mm （3）计算齿轮宽度 b= B=57.5mm，B=52.5mm 5. 大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表6-1名称符号计算公式及说明模数m1.5压力角齿顶高1.5齿根高=(+)m=1.875全齿高=(+)m=3.375分度圆直径=m Z=52.5220.5齿顶圆直径=m=55.5=（）=223.5齿根圆直径m=48.75m216.5基圆直径=中心距表6-16.2 低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由1表11-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为190HBS，两者硬度差为50HBS； 4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=72；2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： d2.32 （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由1表11-6选取齿宽系数=1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： =9.86N。 4）由1表11-4查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP 5）由1图11-1按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=380MP。 6）计算应力循环次数： 7）查表取接触疲劳寿命系数K=0.95； K=1.06。 8）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 =0.95580=551MP =1.06380=402.8MP (2) 计算 确定小齿轮分度圆直径d，代入 中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： d2.32=78mm 2)计算圆周速度。 v=1.28m/s 3）计算齿宽b b=178=78mm 4）计算模数与齿高 模数 齿高h=2.25= 5) 计算齿宽与齿高之比 =10.7 6）计算载荷系数K。 已知使用系数K=1.3，据v=1.28，8级精度。查表得K=1.08，K=1.24。K=1.18，由直齿轮得K=K=1 故载荷系数： K=KKKK =1.74 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d=d=78 =86mm 8）计算模数m m=3.58mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KKKK= =1.66 2）查取齿形系数 由1表11-8查得Y=2.65，Y=2.27 3）查取应力校正系数 由1表11-9查得Y=1.58，Y=1.75 4）由1图11-1查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=450MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=310MP 5）查表取弯曲疲劳寿命系数K=0.87，K=0.896）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =279.6Mp =197.1MP 7）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 0.01497 = 0.02015经比较小齿轮的数值大。 （2）设计计算 mmm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。 于是有： Z=34.4 取Z=35，则Z353=105 新的传动比i34.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 a175mm （3）计算齿轮宽度 b87.5=87.5mm B=92.5mm，B=87.5mm 5. 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角齿顶高=2.5齿根高=(+)m=3.125全齿高=(2+)m=5.625分度圆直径=m Z=87.5=m262.5齿顶圆直径=（）m=92.5=（）m=267.5齿根圆直径=()m=81.25=()m=256.25基圆直径中心距a175表6-27.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=3.36KW，n=1313.6r/min，T =2.44N2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=52.5mm 而 F F=F=338.3N 压轴力F=530N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表取A=110，于是得： d=A因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=26.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=28mm，1表13-11知带轮宽B=33mm故此段轴长取33mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图7-1 图7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=28mm，l=33mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=30mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=30mm，由【2】表15-2轴承目录里初选6207号其尺寸为d=35mm72mm17mm故d=35mm。又右边采用轴肩定位取=46mm所以l=125mm，=53mm，=10mm 4）取安装齿轮段轴径为d=25mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为57.5mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=52mm。齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用6204轴承，则此处d=20mm。取l=38mm（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由2表14-26查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为130mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2 图7-2 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： T=11.6Nm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表查得=60Mp，故安全。7.2 II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得P=3.36KW，n=1313.6，T =2.44N2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=220.5mm d=87.5mm 而 F F=F221.3=80N 同理可解得： F=，F=F819.7N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表取A=110，于是得： d=A 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=25mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6206其尺寸为：d=故d=30mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=44mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4 图7-4 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为52.5mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=48mm，d=32mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =41mm，d=45mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取l=90mm，d=40mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6207，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为25.5mm则 l =40mm d=35mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由【2】表14-26查得平b,按d得平键截面b=其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： 图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表查得=60Mp，。7.3 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=3.1KW，n=104.3r/min，T=2.84N2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=262.5mm而 F= F=F2163.8787.5N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表，取A=110，于是得： d=A同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查1表13-9取K=1.25.则：T 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查2表17-4可选用LX7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为500000N。半联轴器孔径d=48mm，故取d=48mm半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=102mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5 图7-5（2）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，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=50mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为102mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=102mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =50mm和方便拆装可取l=90mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=55mm，由轴承目录里初选6211号其尺寸为d=55mm100mm21mm，l=21mm由于右边是轴肩定位，d=67mm，l=125mm，d=74mmmm，l=10mm。 4）取安装齿轮段轴径为d=70mm，已知齿轮宽为87.5mm取l=85mm。齿轮右边-段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d=60mm。取l=40mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由2P表14-26查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键20齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。 现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下： 图7-6 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表得=60Mp，故安全。8.轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承6207寿命计算预期寿命：已知P=730,n=1313.6r/min,C=25500N,，故 I轴上的轴承6207在有效期限内安全。8.2 II轴上轴承6206的寿命计算预期寿命：已知P=1460,n=312.8r/min,C=19500N,，故II轴上轴承6206须在四年大修时进行更换。8.3 轴上轴承6207的寿命计算 预期寿命：已知P=1927.7,n=104.3r/min,C=25500N,， 故III轴上的轴承6207满足要求。9.键连接的校核9.1 I轴上键的强度校核查表许用挤压应力为VI-VII段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。9.2 II轴上键的校核查表得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。9.3 III轴上键的校核 查表得许用挤压应力为 -段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。10. 箱体设计 名 称符号 圆柱齿轮减速器箱座壁厚一级：二级： 取10箱盖壁厚地脚螺栓直径地脚螺栓数目n箱座凸缘厚度b箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度轴承旁链接螺栓直径箱盖与箱座链接螺栓直径链接螺栓的间距轴承盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径至外箱壁距离至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度保证足够的螺母扳手空间外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖肋厚箱座肋厚轴承盖外径轴承旁链接螺栓距离11.润滑及密封类型选择11.1 轴润滑轴承选用脂润滑，脂润滑易于封闭，结构简单，维护方便，为防止箱内润滑油进入轴承室而使润滑脂稀释流出，同时也为防止轴承室中的润滑脂流入箱内而造成油脂混合，通常在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。润滑脂的填充量为轴承室的1/21/3,每隔半年左右补充或更换一次。11.2 齿轮的润滑齿轮润滑采用油润滑。为使小齿轮可以更好地润滑，在第二个齿轮与底油面加润滑齿轮。11.3 外密封 轴承室与外界间的密封选择橡胶圈密封，唇向外侧，防外界灰尘污染物进入。橡胶圈密封性能好，工作可靠、寿命长。11.4箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。12.减速器附件设计12.1 视孔及视孔盖 视孔用来检查传动零件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可以用来注入润滑油，视孔应设置