双级斜齿圆柱减速器-机械设计制造课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：双级斜齿圆柱减速器设计学号：12031201316专业班级：机电 03指导教J2015 年 1 月 8日i一. 前言 (3)二. 任务书 (4)三. 传动方案的分析与拟定 (5)四电动机的选择 (5)五. 传动比的分配 (7)六. 传动部件的设计计算 (8)1. V带的设计 (8)2减速器圆柱齿轮选择 (11)3各级轴的设计计算与校核 (19)4键链接的选择与计算 (28)5.联轴器的选择与计算 (33)6润滑及密封方式的选择 (34)7.箱体设计所涉及到的基本尺寸 (35)七. 心得体会 (38)八. 参考资料 (40)45、八 、,刖言机械设计(mach

2、ine design )，根据用户的使用要求对专用机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。机械设计是机械工程的重要组成部分，是机械生产的第一步， 是决定机械性能的最主要的因素。机械设计的努力目标是：在各种限定的条件(如材料、加工能力、理论知识和计算手段等)下设计出最好的机械，即做出优化设计。优化设计需要综合地考虑许多要求，一般有： 最好工作性能、最低制造成本、最小尺寸和重量、使用中最可靠性、最低消耗和最少环境污 染。这些要求常是互相矛盾的，而且它们之间的相对重要性因机械种类和用途

3、的不同而异。设计者的任务是按具体情况权衡轻重，统筹兼顾，使设计的机械有最优的综合技术经济效果。过去，设计的优化主要依靠设计者的知识、经验和远见。随着机械工程基础理论和价值工程、系统分析等新学科的发展，制造和使用的技术经济数据资料的积累，以及计算机的推广应用优化逐渐舍弃主观判断而依靠科学计算。服务于不同产业的不同机械，应用不同的工作原理，要求不同的功能和特性。各产业机械的 设计，特别是整体和整系统的机械设计，须依附于各有关的产业技术而难于形成独立的学科。因此出现了农业机械设计、矿山机械设计、纺织机械设计、汽车设计、船舶设计、泵设计、压缩机设计、汽轮机设计、内燃机设计、机床设计等专业性的机械设计分

4、支学科。但是，这 许多专业设计又有许多共性技术，例如机构分析和综合、力与能的分析和计算、工程材料学、 材料强度学、传动、润滑、密封，以及标准化、可靠性、工艺性、优化等。此外，还有研究 设计工作的内在规律和设计的合理步骤和方法的新兴的设计方法学。将机械设计的共性技术与理性化的设计方法学汇集成为一门独立的、综合性的机械设计学科是机械工程实践和教育工作者正在努力的工作。设计任务书设计题目：设计带式运输机的传动装置II. 电机2传动装置2工作瘢魏4.输送带崑砂輸送机的侵动示意團/注：图中F为输送带拉力(或为输出转矩 T), V为输送带速度学号1/17/332/18/343/19/354/205/216

5、/227/238/24鼓轮直径D(mm)300330350350380300360320输送带速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75输出转矩T(N m)400370380450460440360430学号9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓轮直径D(mm)340350400450380300360320输送带速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73输出转矩T(N m)410390420400420420390400已知条件：1. 工作环境：一般条件，通风良好；2. 载荷

6、特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作;4. 卷筒效率：n =0.96;5. 运输带允许速度误差：土 5% ;6. 生产规模：成批生产。设计内容：1. 设计传动方案；2. 设计减速器部件装配图(A1 );3. 绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4. 编写设计计算说明书一份（约 7000字）三. 传动方案的分析与拟定已知：已知带速V=0.75m/s ,滚筒直径D=330mm输出转矩=370NM工作机滚筒的转速 Nw=6o*iooov/ （ n D ） =38.73r/mi n可选用转速为1500r/min或1000r/min的电动

7、机，估算总传动比（nnw）分别为67.86和45.24, 此时，齿轮的转速较高、尺寸小，外传动宜选用 滚子链传动。四. 电动机的选择1. 根据动力源和工作条件，宜选用丫系列三相 异步电动机2. 电动机功率的选择A. 计算总效率查表得：n 1=0.96 V带的传动效率n 2=0.99 滚动轴承传动效率n 3=0.97圆柱齿轮传动效率n 4=0.99 联轴器传动的效率n 5=0.96滚筒的效率则传动装置的总效率为n = n 1* n)n)n 42* n 5则电动机所需的效率为Pd=0.84B. 电动机的转速选择为常用的同步转速1500r/min和1000r/min两种，根据所需功率和转速,选电动机

8、如下：方案号电动机型号额 疋 功 率/kw同步转速/(r/mi n)满载转速/(r/mi n)总传动比V带传动比两级 减速 传动 比1Y100L1-42.21500142035.52.514.22Y112M-62.2100094023.52.59.4方案一中的电动机转速高，价格低，但总 传动比过大。为了合理的分配传动比，使动装 置结构紧凑，方案1传动比小，传动装置结构 尺寸小，可选用方案一，即电机型号为Y100L1-4五. 传动装置总传动比及其分配总传动比 匸nm/nw=1420/40=36.41V带传动比i=3两级齿轮总传动比i=36.41/3=12.14高速级传动比io= 1.35I =3

9、.97六传动装置的运动和动力参数计算A.各轴的转速计算电动机轴：Ni=Nw=1420r/mi n高速轴：N2=Ni/Ii=473r/min中间轴：N3=N2/ii=119r/mi n低速轴：N4=N3/12=39r/minB.各轴的输入功率计算P1=2.2kwP2=P1*n 2* n 3=2.112kwP3=P2*n 2* n 3=2.03kwP4=P*3*n 3* n i=1.95kwC. 各轴的输入转矩计算Ti =9550 P i/n i =14.80N mT2=9550 P2/n2=42.64N mT3=9550P P3/n3=162.75N mT4=9550P P4/n4=476.77

10、N m以上计算结果列于下表轴号转速n/ (r/mi n )功率P/kw转矩 T/(N.m)传动比i114202.214.80324732.11242.463.9731192.03162.753.064391.95476.77七.传动部件的设计计算1.V带的设计 已知P=2.2KW，转速 =1420r/min，传动比i=3，每天工作八小时 确定计算功率由表8-8查的工作系数Ka=1.1Pea二Ka*P=2.42KW 选择V带带型 根据Pea ni由图8-11选用A 型带 确定带轮直径，并验算带速 V(1) 初选带轮直径d=100mm(2) 验算带速VV= n *d*n i/60*1000=7.4

11、3m/s5m/s5m/sv V v 25m/s二带速合适确定大带轮直径d2=i*d 1=2.5*125=315(3) 确定V带的中心距a和基准长度Ld初定中心距ao=500mmLdo=2ao+ n /2 (d什d2)+ (d2-d1)2/4a=1790mm 由表 8-2 去 Ld=1750mm计算实际中心距aa=ao+ (Ld-Ldo) /2=520mm按照公式8-23中心距变化范围为494573(4) 验算小带轮包角? 1=180- (dd2-dd1) 57.3/a=156 120(5) 计算带的根数计算单根V带额定功率Pr由 dd1125 和 n=940r/min 查表 8-4 得po=1

12、.35kw由 n=1420r/min , i=3 和 A 型带，查表 8-5，得Po=O.11kw查表 8-6, k2=0.95 表 8-2 得 KL=1.00Pr= (po+ po) *Ka *KL=1.32kw计算V带的根数Z=Pca/Pr=1.71取Z=2将上述结果正立填入下表:类型功率带速中心 距基准 长度小带 轮包 角带根 数小带 轮直 径大带 轮直 径A2.427.43m/s5201750mm1562125315V带的结构设计1.查表20-2Y系列三相异步电动机的外形和 安装尺寸，Y132S系列的电动机，故大轮采用孔 板式，小轮米用实心式的铸造带轮。由选用普通A型V带轮，查表8-8

13、得轮槽截 面尺寸 e=15 士 0.3mm fmin=9mm bd=11mm hamin =2.75mm h fmin=8.7mm则带轮轮缘宽度 B=(Z-1)e+2f=33 士 0.9mm，取 B=35mm , S=14mm根据带轮直径d=25mmd1= (1.82 ) d=50mm2.大带轮 dd2=280mmd=25mmdd2-d=280-25=255 100mm则选用孔板式铸钢带轮2. 减速器圆柱齿轮选择A.高速级齿轮传动已知T仁22.35N m本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度 比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为 217255HBS;大齿轮：45

14、钢，正火处理，硬度 为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为 230HBS， 大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：H liml二 580MPa, cH lim 2= 550MPaF lim1-220MPa,cFlim2= 210MPa应力循环次数N1=60a n1 t = 60*1*960*(10*300*16)8= 27.65 10N2=N1/i1 =86.24 10查机械设计得图 3-7: Zn1 二 Zn2=1接触强度计算寿命系数图 3-9:Y N1 - YN 2 - 1弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：SHmin=1弯曲强度：SFmin=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：

15、修正系数Yst=2）二 Hp1im1ZN1 580 1.=580MpaSH minHp2CHlim2ZN2 550 1.=550MpaSH min由式3-2得Fp1-Flim1YSTYN1220 2 1Flim1 ST N1314.28MpaSF min1.4Fp2Sim2YSTYN2210 2 1 = 30。皿卩3SF min1.4由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过 小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传 动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的 参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=53640N - mm 初估齿

16、轮圆周速度v4m/s。根据齿轮的传动 的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为 8级精度。 初选参数如下：卩=15,1=252&17=110.7 圆整为 z2=112.n屮 =0 9取变位系数X1=X2=齿宽系数 厂0.9由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不 高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况 系数K=1.65查机械设计得图 3-15 : Zh =2.45表 3-5 : ZE =189.8 ；Mpa取 Z =0.8、Zcos =0.983HPHP2=550MPa由式3-14得d12(ZhZeZ Z ) 2K 1i1=41.08mmmnd1CS = 1.587

17、mmZ1查表3-7，取标准模数=2.0mm则中心距为a(Z1 ZJ2*(25 112)2* cos5二 141.83mm圆整后取a=142mm调整螺旋角为 B =arccos =15 14 592a所以，计算分度圆直径为d1 = =2X25/ (cos15 14 59) cos -=51.825mmd2=2a-d =232.175mm此时，计算圆周速度为用船960 si.825/6。00。=2.605m/s与估计值相近，以上计算正确。齿宽大齿轮b2却 dd严47mm小齿轮b 二匕2 （5 10）mm ： 55mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下当量齿数Z = z / cos3 : =27.84 z

18、2 = z2 /cos3 : =124.7 查图 3-18 得：Zi 二 2.60Yf92 =2.18查图 3-19 得：Ysal=1.62 Ysa2=1.80取 Y =0.7 Y：=0.9计算弯曲应力得：F1二 2K bdEYFa1Y$aY Y2*1.65*34975*47*232.175*22.60*1.62*0.7*0.9=14.032MPa v 二 fp1F2F1Y Sa2Y Fa2Sa1 丫Fa1FP21 8*2 18=14.03*13.07MPa1.62*2.6由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求, 故确定方案参数如下：mn=2.0=151459a=142mmd=51.875m

19、md2=232.175mmb2=47mmb1=55mmB.低速机齿轮传动已知扭矩=147333N mm本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度 比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为 217255HBS;大齿轮：45钢，正火处理，硬度 为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为 230HBS, 大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：H lim1二 580MPa, cH lim 2= 550MPaF lim1-220MPa,cFlim2= 210MPa应力循环次数N1=60a n1 t =60*1*216.80* (10*300*16)=6.24*108N2=N1/i

20、2=1.83*108接触强度计算寿命系数查机械设计得图 3-7: Zn1 = Zn2=1图 3-9:Y N1 - YN 2 - 1弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：SHmin=1弯曲强度：SFmin=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2）二 Hp1im1ZN1 580 1.=580MpaSH minHp2CHlim2ZN2 550 1.=550MpaSH min由式3-2得Fp1-Flim1YSTYN1220 2 1Flim1 ST N1314.28MpaSF min1.4Fp2Sim2YSTYN2210 2 1 = 30。皿卩3SF min1.4由于设计的传动类型为

21、软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过 小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传 动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的 参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为=34975Nmm 初估齿轮圆周速度v4m/s。根据齿轮的传动 的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为 8级精度。初选参数如下：:T22 弋22乙 r2.3 圆整为 Z2=103取变位系数xx0齿宽系数厂09 由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不 高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况 系数K=1.5查机械设计得图 3-15 : Zh=2.46表 3-5

22、: ZE = 189.8 JMpa取 Z =0.8、z = cos ： =0.989HPHP2= 550MP由式3-14得d12召（zHzEz辽B）辱汇 hpd i1=63.72mmmnd1cosZ163.72* cosd 二 2.078mm30按表3-7圆整为标准模数mn=2.5mm，则中心距mn2cos :（Z1 Z2）2.5* （30 103）2* cos2=169.96mm圆整为整数a=170mm调整螺旋角为=arccos2a所以，计算分度圆直径为dZ = 76.692mm小齿轮cos :d2 - “ Z2 -263.308mm大齿轮d2 cos -此时，计算圆周速度为V二 ng =2

23、16.8* n *76.692/60000m/s=0.871m/s 60000与估计值相近，故以上计算过程是正确的。齿宽计算如下：大齿轮b2 dd 77mm小齿轮b = b2 (5 10)mm : 85mm验证齿轮的弯曲疲劳强度如下当量齿数z.i = zi /cos3 ： = 32.08z、2= z2 /c os3 =110.13YFa2 =2.20查图 3-18 得：YFa1二 2.59查图 3-19 得：Ysa1=1.62取 y；=0.7计算弯曲应力得：Ysa2= 1.78y：=0.9aF12KT1bdmYFa1Y$a1Y Y2.59*1.62* 0.7*0.92*1.5*14733377

24、* 76.692* 2.5= 79.14MPa yYFa2YSa22.2*1.78二 F2 = ：； f1y Fa2YSa2 =79.14*73.86MPaF2F1YFa1YSa11.62*2.59由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下表:模数中心距圆周速度分度圆直径齿数齿宽ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速级21190.854819092235550低速级21450.38722181063580753各级轴的设计计算A. 画出传动方案见图如下给各级轴分别命名为:轴一-电动机所连接的输入轴轴二-中间轴轴三-低速级用来输出的轴B.高速轴-轴一设计计算画出轴的结构图如下

25、:其中各参数值记录如下（单位均为mm）：d仁35d2=45d3=51.83（齿轮轴上的小齿轮）d4=45d5=35d6=32d7=28 L仁32L2=6L3=55L4=97L5=32L6=45L7=44画出轴的受力分析图如下：之前已经计算过，=34975N mm,所以齿轮圆周力:Ft= 2*34975151.831350 N齿轮径向力:Fr 二 Fttan :：-cos ： r =1350* tan 20，cos151459 = 509 N齿轮轴向力:Fa 二Fttan 1=1350* tan514 59 =368N求支反力：F* 呼一 Ft*V 平面：R八（133 117 厂 238NRv厂

26、 FtFvA350 -238112N*117H 平面：Rha 二七（133 H7r631.8NRhb 二 Ft RHA = 7182N轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有抗拉强度：二b =650Mpa屈服强度：j=360Mpa弯曲持久极限：=300Mpa 剪切持久极限：d =155Mpa 且对称循环应力状态下，许用应力：【】-1 =60m pa计算当量弯矩：按脉动循环取-=0.6Mca = M2（ T）2 MMH2 MV2由上图可知，在B点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处 Mca=99915N mm由表6-2知,W 7.1J=Mc a B=99915/0-1*453= 10

27、.96M P a显然，轴是满足强度要求的B. 中间轴-轴二的设计计算画出轴的结构图如下:1CDCD寸109kOLn185CD44o1寸其中各参数值记录如下（单位均为mm）：d1=40 d2=60d4=56 d5=50 d6=40d3=76.69（齿轮轴上的小齿轮）L仁33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44画出轴的受力分析图如下：134,5VIFR癖困T肖：PL以上所示图中各数据计算如下: 之前已经计算过，Ti = 147333N mm,所以由齿轮啮合时的受力关系知圆周力F t1 =4087N F t2 =1350N径向力F r1 =1521N F r2 = 509N轴向

28、力Fai=872.9N Fa2=368N求支反力:V平面:Rva 886NRvc 126NH平面：Rha=2390NRhc 二-347 N轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：二b =650Mpa屈服强度：J二360M pa 弯曲持久极限：J = 300Mpa 剪切持久极限：d =155Mpa且对称循环应力状态下，许用应力：【】-1 =60M pa 计算当量弯矩：按脉动循环取=0.6McaM2（ T）2 M =Jmh2 Mv2由上图可知，在D点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=244253N mm3由表 6-2 知，W、0.1d厂 caD =M caD3 =

29、19.54MPadD显然，该轴的设计是满足强度需要的。C. 输出轴-轴三的设计计算画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为 mm）：d1=60d2=80d3=90d4=80d5=70d6=60d7=56d8=50L仁49L2=74L3=7L4=30L5=37L6=37L7=50L8=84画出轴的受力分析图如下：F； 102VHffi?E已C i Rw匚f曰1173021322231 R-179326_463336/ Z Z Z / Z z z z z z ,/Z/ZZ/XXXXXZXX X X XX X /I463659481833/(3050)+10 取其中的大值。本例计算后可取为

30、 H=65mm而最 大咼度一般应咼于最低咼度(510) mrp所以可 取为75mm考虑密封性，主要是为了保证机盖与机座联接 处的密封良好，防止内部润滑油的外溢。相接触 的表面应进行精加工，连接凸缘要有足够的宽度。 连接用的螺栓要有足够的强度和合适的数量，并 尽量均匀分布，以保证作用力的均匀分布。8.箱体设计所涉及到的基本尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚CT =(0.025 0.03) a+3 兰810箱盖壁厚仓=(0. 80. 85) 88箱盖凸缘厚度bib =1.5612箱座凸缘厚度bb =1.5612箱座底凸缘厚度b2b2 =2.5620地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M16地

31、脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didj =0.75dfM12机盖与机座联接螺栓直径d2d2= (0.50.6 ) d fM8轴承端盖螺钉直径dad3=（ 0.40.5）d f8视孔盖螺钉直径d4d4=（ 0.40.5）df6定位销直径dd =（ 0.70.8）d26连接螺栓相关参数通孔直径d =13.5mm ;沉头座直径 D=26mm d底座凸缘尺寸 C1 n =20mm C2min=i6mm,通孔直径d =9mm;沉头座直径D=18mmd底座凸缘尺寸C1 i “C2 i 1 min =15mm J 2min =12mm箱体外壁至轴承座端面距离li11 = C1 +C2 + （ 58）

32、35大齿轮顶圆与内机壁距离i也 1 1.2 S7齿轮端面与内机壁距离也2 3 （或 K10 15）10机盖，机座肋厚mi, mmX0.85, 0.85m1=10m= 10轴承端盖外径D2D2 = D + （55.5 ） x d3（凸缘式）D212D2/120D24 =150箱体内壁轴向距离L2180箱体轴承座孔端面间距离L3350减速器的箱体采用铸造（HT150制成，采用剖分 式结构.1.机体有足够的刚度在设计箱体时除有足够的壁厚外，还在轴承座孔 凸台上下作出刚性加强肋（根据需要进行设置）。2.考虑到机体内零件的润滑，采用密封散热 因其传动件速度较小，故采用侵油润油，为保证 机盖与机座连接处密

33、圭寸，联接凸缘应有足够的宽 度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆 角半径为R=5机体外型简单，拔模方便，铸件 均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 对附件设计A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，以便于能对内部进行 操作。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螺钉紧固 B放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其 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。 C油面指示器：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气器: 由