二级斜齿圆柱齿轮减速器设计方案说明书

PAGEPAGE2机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书题目电动卷扬机传动装置的设计专业班级机械设计制造及其自动化09级２班学号０81０20９02１８学生姓名思壮壮指导教师刘凌周毓明西安文理学院201１年１2月2６日机械设计课程设计任务书学生姓名思壮壮专业班级机械设计制造及其自动化０9级(2）班学号0810２０90218指导教师刘凌周毓明职称教研室机电系题目题目20：设计电动卷扬机传动装置原始数据：绳索拉力绳索速度卷筒直径2０15220工作条件：间歇工作，每班工作时间不超过１５%，每次工作时间不超过10min，满载启动，工作有中等振动,两班制工作，小批量生产，绳索速度允许误差,设计寿命10年。要求完成：１。减速器装配图1张（Ａ0)。2.零件工作图３张（箱体、齿轮和轴)。3。设计说明书１份,6000－80０0字。目录1。电动机的选择及运动参数的计算…………51。1电动机的选择……………７１.２计算传动装置的总传动及其分配…………７1.3计算传动装置的运动和动力参数…………72．带轮设计计算……………１02。1Ｖ带设计计算…………103．箱内传动件设计…………１2ﻩ3．1高速齿轮传动设计………12３。2低速齿轮传动设计………1６4．轴的设计计算……………2１ﻩ4.1输出轴上的功率、转速和转矩…21ﻩ４。２求作用在齿轮上的力…………………２1ﻩ4．3初步确定轴的最小直径…………………2１ﻩ4．4轴的结构设计…………２2 4．5求轴上的载荷…………23ﻩ4.6按弯扭合成应力校核轴的强度…………25ﻩ4.７精确校核轴的疲劳强度………………2６５滚动轴承的选择及校核…………………2９ﻩ5．1轴承的选择……………２９ 5。2滚动轴承(低速轴)的校核…………296键联接的选择及校核……３0与联轴器间键的选择及校核……………３0与齿轮间键的选择及校核………………３07联轴器的选择及校核……３１8箱体结构的设计…………3２９减速器的附件……………3３10润滑和密封方式的选择…………………３6后序设计小结……………37附录参考文献……………38计算与说明主要结果第一章电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机的选择1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2．选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为由《机械设计课程设计指导书》表12—８可知：:V带轮传动效率0．9５：滚动轴承效率0.９8（滚子轴承）：齿轮传动效率0.9７（８级精度一般齿轮传动):弹性联轴器效率0．９９:卷筒传动效率０．９６所以电动机所需工作功率为３.确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为：按表2－2和表２－２推荐的传动比合理范围,经查表按推荐的传动比合理范围，Ｖ带传动的传动比i＝2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i=8～4０，则总传动比合理范围为i=1６~１60,电动机转速的可选范围为：所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750、100０、1５00、300０四种.综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为10００的电动机。根据电动机类型、容量和转速,由《机械设计课程设计指导书》表1９-1选定电动机型号为Ｙ１60Ｍ—6.其主要性能和参数如下表1—1和1-2：表1-1所选电机技术数据电动机型号额定功率／ｋw满载转速／（r/min）效率Y160M－6７。5970０。872。0表1-2所选电机安装及外形尺寸中心高外型尺寸L×(AC/2＋ＡＤ）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径Ｋ轴伸尺寸D×Ｅ装键部位尺寸Ｆ×G×D1６０60０×(325/２+2５５）×38５254×２１01５4２×11０1２×３7×421。2计算传动装置的总传动及其分配１。总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得传动装置总传动比为2．分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比.为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=３.２，则减速器传动比为＝=３0．４6／3．2＝９。５2又因为：高速级:低速级：1．３计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速＝１\*RＯMAＮI轴=2\＊ROMANIＩ轴=3\*ROMＡNＩＩＩ轴卷筒轴2。各轴的输入输出功率=1＼＊ROＭANI轴ﻩ=2\＊ＲOＭＡNII轴=3＼＊ROMAＮＩＩI轴卷筒轴３．各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为＝１＼＊ROMＡNI轴＝２\＊ROＭAＮII轴=3\＊ＲOMANＩII轴卷筒轴将上述计算结果汇总与下表1—3，以备查用.轴名功率Ｐ（kw）转矩T(Ｎ•m）转速（r／mｉn)传动比（i)效率（η）输入输出输入输出电机轴

５．51

5４.２597０3。２i００.95η1１轴5。235.１31６4。77１６1.４730３.133．7i１0。95η２η３2轴4.９７4.８757９．３２５67．7381．93２．５7i20。95η２η3３轴４.72４。63１413。９3１385．6531.８８1．００0。97η4η2卷筒轴４。5８4．４91371.９9１344.５5３１.88

第二章带轮设计计算2.1V带设计计算1。确定计算功率：查课本表8—7得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率。2。选择带型号根据，,查课本表8—11选用Ｖ带型：Ａ型带.３．选取带轮基准直径查课本表８－６和表8—８得小带轮基准直径(）,则大带轮基准直径，查课本表８－8后取.4。验算带速ｖ在5~２５m／ｓ范围内，V带充分发挥,故带速合适。ﻩ5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距：mｍ，所以带长,=。查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取ﻩﻩ6．验算小带轮包角,包角合适。7．确定v带根数ｚ根据和,查课本表8-4a插值法得,根据传动比，，查课本表８—４b，用插值法得，查课本表8—5并由内插值法得查课本表８-2，并由内插值法得由公式8-22得故选Z=6根带。8．计算单根V带初拉力最小值查课本表８—3可得，故:单根普通V带张紧后的初拉力为应使带实际初拉力９．计算作用在轴上的压轴力利用公式8—２4可得:第三章箱内传动件设计3.１高速齿轮传动设计１．选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角：（1）按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2)运输机为一般工作机器,速度不高，故选用8级精度。（3)材料选择。查课本表１0-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为2８０ＨBＳ,大齿轮为４5钢（调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBＳ。（4)选小齿轮齿数(z=２0～4０),则大齿轮齿数,取＝９6。（５)选螺旋角为14°（８~２0）。设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。2.按齿面接触疲劳强度设计，即(１）确定公式内的各计算数值1〉。试选载荷系数.2＞根据课本图10-3０选取区域系数3〉由课本图10-26得则４>．小齿轮传递的转矩５〉.按软齿面齿轮非对称安装,由课本表10－7选取齿宽系数。６＞．由课本表１0-6查得材料的弹性影响系数。7>．由课本图１０－２1d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。８>.计算应力循环次数9>.由课本图１０-19取接触疲劳寿命系数；。10>。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数Ｓ=1则,（2).设计计算１〉.试算小齿轮分度圆直径，代入各参数的值。２〉.计算圆周速度。3＞。齿宽b及模数ｍｍ４>．计算纵向重合度5〉．计算载荷系数已知使用系数=１.0；根据、8级精度查课本图１０—８得动载系数；查课本图１0—４得，查课本表１0—1３得.查课本表１０-３查得=则载荷系数6>．按实际载荷校核所算得的分度圆直径由7〉.计算模数3.按齿根弯曲强度设计由公式(1）．确定公式内的各参数值1>．计算载荷系数２＞.根据纵向重合度,查课本图１0—28得螺旋角影响系数。3>.计算当量齿数：4>.查取齿形系数、和应力修正系数、由课本表１０-5插值法得;；;５>．由课本图1０－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限；６＞．由课本图１0—１8取弯曲疲劳寿命系数,;7＞．。计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=１。4，由式10－12得应力修正系数8>.计算大、小齿轮的并加以比较;大齿轮的值大。（２）.设计计算:对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由，取，则4。几何尺寸计算（１)计算中心距，将中心距圆整为１85。(2）按圆整后的中心距修整螺旋角:因值改变不多，故参数等不必修整(3）计算大小齿轮的分度圆直径：(4)计算齿轮宽度圆整后取3.2低速齿轮传动设计1．所选定齿轮类型,精度等级和材料与高速级齿轮相同。初选小齿轮齿数为,则大齿数，取,初选螺旋角。2。按齿面接触强度设计：(1）确定公式内各计算数值1）试选:2)选3）由图10—26查得则4)小齿轮的传递转矩5）由表１0—７选取齿宽系数6）许用接触应力：由图１0-19取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数Ｓ=1则则（2)计算１)则小齿轮的分度圆直径为２)计算圆周速度：3）计算齿宽b及模数４)计算纵向重合度:5）已知使用系数根据v=1。2m/s，8级精度,由图10—8查得动载系数由表1０－４查得；由图１0—1３查得：由表１0-3查得：故载荷系数:6)按实际的载荷系数校正所谓的分度圆直径：7）计算摸数：3．按齿根弯曲强度设计：（１）确定计算参数：１)计算载荷系数：2)根据计算重合度从图10－28查得螺旋角影响系数：3）计算当量齿数：4)查取齿形系数.由表10-5查得：5)由表10—５查取应力校正系数由课本图10－２0c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲强度极限;由课本图１0—18取弯曲疲劳寿命系数，;６）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S＝１。4,应力修正系数为7）计算大小齿轮的并加以比较.,显然，大齿轮的数值大.（２）设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数,取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需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：,则：取(４）几何尺寸计算:1）计算中心矩２）按圆整后的中心矩修正因值改变不多，故参数等不必修整3)计算大小齿轮的分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后取第四章轴的设计计算４。1输出轴上的功率、转速和转矩由上可知4．2求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径圆周力,径向力及轴向力的方向如图所示4。3初步确定轴的最小直径材料为４5钢，正火处理.根据《机械设计》表11.３，取，于是，由于键槽的影响,故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,查课本表1４—1，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用HL５型弹性柱销联轴器,其公称转矩为.半联轴器的孔径,故取，半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度。４.４轴的结构设计(1）拟定轴上零件的装配方案．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)。为了满足办联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ—Ⅲ段的直径;左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故Ⅰ—Ⅱ段的长度应比略短一些，现取。2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。按照工作要求并根据,由轴承产品目录中选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承３０211型,其尺寸为,故右端滚动轴承采用套筒进行定位,，因此.３).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为105mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度,故取。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度,取。４）。轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。５)。取齿轮距箱体内壁的距离，两圆柱齿轮间的距离ｃ=20mｍ，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，取，已知滚动轴承宽度，高速齿轮轮毂长度，则至此,已初步确定了轴的各段和长度。4.5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支撑跨距.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-1）。现将计算截面Ⅶ处的、及的值列于下表4—１.表４-１截面Ⅶ处支反力、弯矩及扭矩载荷水平面H垂直面Ｖ支反力弯矩总弯矩,扭矩图４-１轴的弯矩图和扭矩图4．6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面Ⅶ）的强度.根据上表资料，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表１1。２查得因此,故安全.4．７精确校核轴的疲劳强度(1)。判断危险截面截面A，Ⅱ，Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近，但截面Ⅵ不受扭矩作用，同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅳ和Ⅴ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧即可。(2）.截面Ⅶ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅶ左侧的弯矩为截面Ⅶ上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表1５—1得，,.截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3—2查取。因,,经差值后可查得,又由课本图3—1可得轴的材料的敏性系数为，故有效应力集中系数为由课本图3－2的尺寸系数;由图3－３的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由课本图3－4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即,则综合系数为查机械设计手册得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，则故可知其安全。（3).截面Ⅳ右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面Ⅳ右侧截面Ⅳ左侧的弯矩M为M=1３３５60截面Ⅳ上的扭矩为＝295截面上的弯曲应力截面上的扭转应力==K=K=所以综合系数为：K=2.8K＝１．６2碳钢的特性系数:取0。1取0.05安全系数S=25.1３Ｓ=1３.71=≥S=１．５所以它是安全的第五章滚动轴承的选择及校核5．1轴承的选择(表5—1）表5—1所选轴承型号及尺寸轴号型号尺寸（)Ⅰ3０２09Ⅱ302１1Ⅲ3０２1１5。2滚动轴承(低速轴）的校核(1）查机械设计手册得(2）所受载荷为（3)由公式，可得则所以满足要求，及低速级选用30211型轴承.第六章键联接的选择及校核６.1与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册,选A型平键，其尺寸为,,（GＢ/T１0９5－2０0３)现校核其强度：,，查手册得，因为,故键符合强度要求。6.２与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度,查手册,选A型平键，其尺寸为,,（ＧＢ／Ｔ１０9５—2０03)现校核其强度:，查手册得,因为，故键符合强度要求。第七章联轴器的选择及校核对于中小型减速器，输入输出轴都可选用弹性柱销联轴器，它加工制造容易，装拆方便,成本低,能缓冲减振。本减速器均选用HＬ6型弹性柱销联轴器，参数见下表６－１。表7—1所选联轴器的技术数据型号公称转矩N。m许用转速r／min轴孔直径轴孔长度ＨL521５０35５0５５107详细设计计算过程见轴的设计。第八章箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HＴ150）制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋,外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度２。考虑到机体内零件的润滑,密封散热。因其传动件速度小于12ｍ/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离Ｈ大于40mm为保证机盖与机座连接处密封,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。３。３．机体结构有良好的工艺性．铸件壁厚为8mm,圆角半径为Ｒ=５。机体外型简单，拔模方便。第九章减速器的附件９．1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，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,视孔盖可用轧制刚板或铸铁制成,它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。9．2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它部件靠近的一侧,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.9.3油标:油标用来指示油面高度,应设置在便于检查和油面较稳定之处，如低速轴附近。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等.油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.9.4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．。从而避免了减速器的润滑油的漏出。9。5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，并尽量远些，以提高定位精度。定位销的位置还应考虑到钻、饺孔的方便，且不应妨碍邻近联接螺栓的装拆。.９．７起盖螺钉为了防止漏油,在箱体与箱座接合面处常涂有密封胶或水玻璃，接合面被粘住不易分开.为了便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设１-2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先凝动此螺钉顶起箱盖,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.减速器机体结构尺寸如下表9—1：表9-１减速器机体结构尺寸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M１８地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M14箱盖与箱座联接螺栓直径＝(0．5～０．６)M10轴承端盖螺钉直径=(０。4～0.5)M8视孔盖螺钉直径＝（0。3～0.４)M6定位销直径＝(0．7~0.8)8,,至外箱壁距离查《机械设计课程设计指导书》表11—224／2０／16,至凸缘边缘距离查《机械设计课程设计指导书》表１１－222/14外箱壁至轴承座端面距离=＋+(8~12）4４齿轮端面与内机壁距离＞16箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径+（５～5．5）120/１40/14０第十章润滑和密封方式的选择1。齿轮的润滑所以，采用油润滑。高速级小齿轮处用挡油板。2、滚动轴承的润滑采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘,以防止轴承旁齿轮啮合时,所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备选用Ｌ－ＡN15润滑油４、密封方式选取:选用凸缘式端