减速机说明书(毕业设计)

1、 机械设计课程设计报告 机械设计课程设计报告 带式输送机减速装置设计 姓 名: zcp68941125 学 号: 指导教师: 日 期:2007 年 4 月 20 2 目 录 目 录 课程设计任务书 3 电动机的选择 4 传动装置的运动和动力参数计算 4 窄 V 带传动设计 6 减速器高速级齿轮设计 7 减速器低速级齿轮设计 11 轴的设计计算 （输入轴） 14 轴的设计计算 （中间轴） 15 轴的设计计算 （输出轴） 16 滚动轴承的选择及计算 19 键连接的选择及校核计算 21 连轴器的选择 22 减速器附件的选择 22 润滑与密封 22 参考资料 22 心得体会 23 3 机械设计课程设计

2、任务书 传动方案的分析与拟定 机械设计课程设计任务书 传动方案的分析与拟定 1设计题目 设计某车间零件传送设备的传动装置 1）传动布置方案 2）已知条件 输送带主动轴输出转矩 T=720Nm 输送带工作速度 V=1.00m/s（允许输送带速度误差5%） 滚筒直径 D=350mm 滚筒效率=0.96（包括滚筒轴承的效率损失） 3）设备工作条件，室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作 8 年，车间有三相交流 电源。 2课程设计的内容 本次设计的对象为普通减速器，具体内容是： 1） 设计方案论述。 2） 选择电动机。 3） 减速器外部传动零件设计（含连轴器选择） 。 4） 减速器设计。 设

3、计减速器的传动零件； 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度； 按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度； 选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 选择各配合尺寸处的公差与配合； 决定润滑方式，选择润滑剂。 5） 绘制减速器的装配图和部分零件工作图。 4 6） 编写设计说明书。 电动机的选择电动机的选择 1 选择电动机类型 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压 380V。 2 选择电动机容量 按式（2-2） ，电动机工作效率为 w d P P = 按式（2-3） ，工作机所需工作功率wP（KW

4、）为 10009550 vw w FTn P = （其中，T 为工作机所需转矩，wn为转速） 传动装置的总效率为 42 12345 = 按表 2-5 确定各部分效率为：V 带传动效率 1 =0.96，滚动轴承（一对） 2 =0.99，闭式齿 轮传动 3 =0.97，联轴器： 4 =0.99，传动滚筒： 5 =0.96，代入，得 42 0.96 0.990.970.99 0.960.825= 由传送带工作速度 v=0.75m/s，滚筒直径 D=250mm，确定转速wn=57.3r/min；输出转矩 T=680N m，故所需电动机功率为： 680 57.5 4.95 95509550 0.825

5、w d Tn PKW = 由 Y 系列电动机技术数据，选取电动机额定功率edP为 5.5KW 3确定电动机转速 滚筒工作转速 wn=54.6r/min 总传动比范围通常取16 160i=，电动机转速范围为 (16 160) 54.6 /min873.6 8736 /mindwni nrr= 4确定电动机型号 由表 20-1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动 机型号为 Y132S-4。 传动装置的运动和动力参数计算 传动装置的运动和动力参数计算 1分配传动比 1440 26.37 54.60 m w n i n = 2分配传动装置各级传动比 5 取 V 带传

6、动传动比13i =，则减速器传动比 1 26.37 8.79 3 i i i =减，取两级圆柱齿轮减速器 高 速 级 的 传 动 比 21.41.4 8.793.51ii=减， 则 低 速 级 的 传 动 比 为 3 2 8.79 2.51 3.51 i i i = 减 。 4运动和动力参数计算 1 轴（电动机轴） 1 1 1 1 1 4.99 1440 /min 4.99 9550955033.09 1440 d d PPKW nnr P TN m n = = =? 2 轴（高速轴） 211 2 1 2 2 2 22 12 4.99 0.964.79 1440 480 /min 3 9550

7、95.3 0.994.742 0.9998.3 d PPKW n nr i P TN m n PPKW TTN m = = = = = 3 轴（中间轴） 323 2 3 2 3 3 3 33 33 4.6 480 136.8 /min 3.51 9550321.13 0.994.55 0.99317.92 PPKW n nr i P TN m n PPKW TTN m = = = = = 4 轴（低速轴） 433 3 4 3 4 4 4 44 44 4.42 136.8 54.5 /min 2.51 9550774.5 0.994.38 0.99766.8 PPKW n nr i P TN m

8、 n PPKW TTN m = = = = = 5 轴（滚筒轴） 6 544 54 5 5 5 55 55 4.34 54.5 /min 9550760.5 0.994.3 0.99752.9 PPKW nnr P TN m n PPKW TTN m = = = = = 运动和动力参数的计算结果汇总列出表格（表 1） 表 1 各轴运动和动力参数 功率 P/KW 转矩 T/Nm 轴名 输入 输出 输入 输出 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电动机轴 - 4.990 - 33.091440 3 096 2 轴 4.79 4.742 95.3094.35480 3.51 0.96 3 轴

9、 4.6 4.544 321.13317.92136.8 2.51 0.96 4 轴 4.42 4.38 774.5766.854.5 滚筒轴 4.34 4.3 760.5752.954.5 1 0.98 传动件设计计算 窄 V 带传动设计 传动件设计计算 窄 V 带传动设计 1确定计算功率caP 由表 8-6 查得工作情况系数1.1AK =，故 1.1 4.955.445caAPK PKW= 2选取窄 V 带带型 根据caP、年，由图 8-9 确定选用 SPZ 型。 3 确定带轮基准直径 由 表 8-7 取 主 动 轮 基 准 直 径180ddmm=。 根 据 式 （ 8-15 ） ， 从

10、动 轮 基 准 直 径 213 80240dddidmmmm= =。根据表 8-7，取2250ddmm=。 按式（8-13）验算带的速度 113.14 80 1440 6.029/3.5/ 60 100060 1000 dd n vm sm s = 所以带的速度合适。 4 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距 根据120120.7()2()ddddddadd+16Omm，而又小于 5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其 它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)， 并绘制大齿轮零件图 (从略)。 减速器低速级齿轮设计 减速器低速级齿轮设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用斜

11、齿圆柱齿轮传动 2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88） 3）材料选择。由表 10-1 选小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HB，大齿轮为 45 钢（调质） ， 硬度为 240HB，二者材料硬度差为 40HB。 4）选小齿轮齿数125Z=，大齿轮22.51 2562.75Z=，故选263Z=。 5）初选螺旋角 14 2按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： 1 2 31 21 () tHE t dH KTuZ Z d u + 1）确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.6。 由图选取区域系数ZH=2.433。 由图标准圆柱齿轮传动的端面重

12、合度查得 1=0.77，2=0.84，则=12+=1.61 由表 10-7 选取齿宽系数1d=。 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.8EZMPa=。 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa=；大齿轮 lim 2550HMPa=。 由式 10-13 计算应力循环次数 8 11 88 21 6060 136.8 1 (2 8 300 8)3.15 10 /3.15 10 /2.511.25 10 hNn jL NNu = = = 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数10.95HNK=，20.96HNK=。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为

13、1%，安全系数 s=1，由式（10-12）得 1 2 12 0.95 600570 0.96 550528 ( )/2549 H H HHH MPa MPa MPa = = =+= 2）计算 试算小齿轮分度圆直径d1t 由计算公式得 12 3 2 3 1 2 1.6 321.13 103.51 2.433 189.8 () 1 1.64 2.51549 85.91 td mm = 计算圆周速度 1185.91 136.8 0.615/ 60 100060 1000 td n vm s = 计算齿宽 b 及模数ntm 1 1 1 1 85.9185.91 cos85.91 cos14 3.33

14、25 2.252.25 3.337.49 /85.91/7.4911.47 dt t nt nt bdmm d mmm z hmmm b h = = = = = o 计算纵向重合度 10.318tan0.318 1 25 tan141.584dZ= = o 计算载荷系数K 取1AK =，根据0.615/vm s=，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.05VK=；由表 10-4 查 得 223 1.120.18(1 0.6 1 ) 10.23 1085.911.43HK =+=； 由 表10-13查 得 1.39FK=；由表 10-3 查得1.4HFKK=。故载荷系数 1 1.05 1.

15、4 1.432.1AVHHKK K KK= = 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 33 11/85.912.1/1.693.36ttddK Kmm= 计算模数nm 1 1 cos93.36 cos14 3.62 25 n d mmm Z = o 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17） 2 1 3 2 1 2cos FSa n dF KT YY Y m Z 1）确定计算参数 计算载荷系数 1 1.05 1.4 1.392.04AVFFKK K KK= = 根据纵向重合度1.584=，从图查得螺旋角影响系数0.88Y=。 计算当量齿数 1 1 33 2 2 33 2

16、5 27.39 coscos 14 63 69.03 coscos 14 V V Z Z Z Z = = o o 13 查取齿形系数 由表查得12.62FY=；22.268FaY= 查取应力校正系数 由表查得11.59SaY=；21.736SaY= 查取弯曲疲劳强度极限 由图 10-20c 查得小齿轮 1500FEMPa=，大齿轮 2380FEMPa= 查取弯曲疲劳寿命系数 由图 10-18 查得 10.93FNK=，20.94FNK= 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数1.4s=，由式（10-12） ，得 11 1 22 2 0.93 500 332.14 1.4 0.94 380 2

17、55.14 1.4 FNFE F FNFE F K MPa s K MPa s = = 计算大、小齿轮的 FaSa F Y Y 并加以比较 11 1 22 2 2.62 1.59 0.0125 332.14 2.268 1.736 0.0154 255.14 FaSa F FaSa F YY YY = = 大齿轮的数值大。 2）设计计算 32 3 2 2 2.1 321.13 100.88 0.97 0.0154 1 251.61 2.58 nm mm = 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法 向模数，取nm=3mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强

18、度，按接触强度算得的分度圆直径 193.00dmm=，由 1 1 cos93.36 0.97 30.2 3n d Z m =， 取130Z=，则2175.3ZuZ=,取275Z=。 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 12()(3075) 3 162.37 2cos2 cos14 ZZmn ammmm + = o 将中心距圆整为 162mm。 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12() arccos13 3224 2 ZZmn a + = o 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 14 1 1 2 2 30 3 92.57 cos0.9722 75 3 231.4 cos0.9722 Z mn dmm

19、Z mn dmm = = 4）计算齿轮宽度 11 92.5792.57dbmm= = 圆整后取293Bmm=；198Bmm=。 5.结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径16Omm，而又小于 5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其 它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)， 并绘制大齿轮零件图 (从略)。 轴的设计计算轴的设计计算 2 轴轴(输入轴输入轴)： 1 作用在齿轮上的力 1 1 22 95.3 2989 63.77 tantan20 29891121.5 coscos13 3224 tan760.75 t n rt at T FN d FFN FFN = = = o o 2

20、 初步确定轴的最小直径 11 3 3 min0 1 4.79 11224.11 480 P dAmm n = 3 轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 由于 安装带轮，所以该段直径尺寸选为 25mm。 考虑到轴向定位可靠，所以 段直径选为 30 段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有 2mm 的圆角，则轴承选用 30307 型，即该段直 径定为 35mm。 段轴为小齿轮，齿顶圆直径为 67.77mm。 、 轴肩固定轴承，直径为 45mm。 15 段轴要安装轴承，直径定为 35mm。 3）各段长度的确定 、 长度定为 50mm。 ， 安装轴承长度定为 22.

21、75mm,取整数为 23mm。 段为齿轮，定为 69mm。 段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 156mm。 定为 24mm。 4按弯扭合成应力校核轴的强度 求 得 支 反 力11639.3NHFN=，22893.7NHFN=； 弯 矩123439.3HMN mm=， 153790.56VMN mm=；最大总弯矩 1 134650.23MN mm= 根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 1 60MPa=，取6 . 0=，轴的计算应力为 2222 13 1 3 ()134650.23(0.6 95300) 0.749 0.1 68.77 ca MT MPa W + = 所以安全。 3 轴（中间

22、轴） ： 3 轴（中间轴） ： 1 初步确定轴的最小直径 d 3 0 N P A 3 4.6 112 136.8 =36.15mm 2 求作用在齿轮上的受力 Ft1= d T2 =6938.1N Fr1=Ft tan cos n =2597.47N Fa1=Fttan=1670.8N Ft2=2864.3N Fr2=1072.3N Fa2=689.57N 3 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 16 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 -段轴用于安装轴承 30308，故取直径为 40mm。 -段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 50mm。 -段为小齿轮，齿顶圆直径为 98.57m

23、m。 -段分隔两齿轮，直径为 55mm。 -段安装大齿轮，直径为 45mm。 -段安装套筒和轴承，直径为 40mm。 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 -段轴承宽度为 25.25mm，所以长度取 26mm。 -段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 16mm，轴承和箱体的间隙 8mm，所以为 24mm。 -段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 98mm。 -段用于隔开两个齿轮，长度为 40mm。 -段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 60mm。 -长度为 53mm。 4按弯扭合成应力校核轴的强度 求 得 支 反 力176.63NHFN= ，24150.43NHFN=； 弯 矩16034.6HM

24、N mm=， 2264589.9HMN mm=，2117067VMN mm=；最大总弯矩 2 289331MN mm= 根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 1 60MPa=，取6 . 0=，轴的计算应力为 2222 2 1 3 ()289331(0.6 321130) 38.15 0.1 45 ca MT MPa W + = + 故安全。 滚动轴承的选择及计算 滚动轴承的选择及计算 2 轴：轴承 30307 的校核 2 轴：轴承 30307 的校核 1）径向力 20 2222 11 1639.3714.351788.2 rANHNV FFFN=+=+= 2222 22 2893.7407

25、.152922.2 rBNHNV FFFN=+=+= 2) 派生力 1788.2 470.6 22 1.9 rA dA F FN Y = ， 2922.2 769 22 1.9 rB dB F FN Y = 3) 轴向力 由于 1 760.757691529.75 adBdA FFNF+=+=，所以轴向力为760.75 aA F=，769 aB F= 4) 当量载荷 由 于 e=0.31, 760.75 0.43 1788.2 aA rA F e F =， 769 0.26 2922.2 aB rB F e F = 所以符合要求。 3 轴：轴承 30308 的校核 3 轴：轴承 30308 的

26、校核 1) 径向力 2222 11 76.631833.381834.5 rANHNV FFFN=+=+= , 2222 22 1836.394150.434538.5 rBNHNV FFFN=+=+= 2) 派生力 1834.5 539.56 22 1.7 rA dA F FN Y = , 4538.5 1334.85 22 1.7 rB dB F FN Y = 3) 轴向力 由于 1 1670.8 1334.853005.65 adBdA FFNF+=+=，所以轴向力为2466.1 aA FN=， 1334.8 aB FN= 4) 当量动载荷 由于1.34 aA rA F e F =，0.

27、29 aB rB F e F = 所以符合要求。 4 轴：轴承 30312 的校核 4 轴：轴承 30312 的校核 1) 径向力 2222 11 4770.63960.744866.4 rAHV FFFN=+=+= 22 22 2688.9 rbHV FFFN=+= 2) 派生力 4866.4 1431.3 22 1.7 rA dA F FN Y = ， 2688.9 790.85 22 1.7 rB dB F FN Y = 3) 轴向力 由于 1 1758.28790.852549.13 adBdA FFNF+=+=，所以轴向力为1117.8 aA FN=， 790.85 aB FN= 4）当量动载荷 由于 1117.8 0.23 4866.4 aA rA F e F =， 790.85 0.29 2688.9 aB rB F e F = 所以符合要求。 键连接的选择及校核计算键连接的选择及校核计算 根据轴长及工作需要选择圆头平键（4 个） ，具体数据列表如下： 键 直径 （mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩 （N m） 极限应力 （MPa） 高速轴 8740 25 32 3.5 95.3 68.07 中间轴 14950 45 36 4.5 321.13 99.1 14980 50 66