机械设计课程设计计算说明书(减速器设计).doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械设计课程设计计算说明书(减速器设计).精品文档.机械设计课程设计计算说明书设计题目：同轴式二级圆柱齿轮减速器的设计微电子制造 专业指导老师： 作者： 蒋黎剑 2008 年 9 月19 日目 录目录.1、设计任务.11.1、设计题目.11.2、设计要求.11.3、设计数据.11.4、参考传动方案.12、传动方案的拟定23、电动机的选择以及传动系统的运动学和动力学计算23.1、选择电动机.23.2、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比. .33.3、计算传动装置的运动参数和动力参数.34、零件的设计计算.44.1、传动零件的设计计算.44.1.1、V带的设计以及校核.44.1.2、高速级齿轮的设计计算.54.1.3、低速级齿轮的设计计算.74.2、轴的设计计算及校核.74.2.1、第I轴的设计计算及校核.74.2.2、第轴的设计计算及校核.84.2.3、第轴的设计计算及校核104.2.4、轴的校核114.3、轴承的选择和计算124.4、键连接的选择和校核134.5、联轴器的选择134.6、箱体的设计144.6.1、箱体的尺寸设计.144.6.2、箱体的结构设计145、润滑和密封的选择和计算.155.1、润滑的选择和计算.155.1.1、齿轮的润滑155.1.2、轴承的润滑155.2、密封的选择156、减速器附件的选择.167、课设小结.178、参考文献.171、设计任务1.1 设计题目设计用于带式运输机的传动装置。图1.1 带式运输机1.2 设计要求工作条件：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为5%。使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。1.3 设计数据运输机工作轴转转矩T/(N.m)运输带工作速度v (m/s)卷筒直径D (mm)12001.44301.4 参考传动方案采用同轴式二级圆柱齿轮减速器2、传动方案的拟订两级（同轴式）圆柱齿轮减速器减速器长度较短，尺寸结构小，传动效率高，两对齿轮浸入油中深度大致相等。适合较差的工作环境长期工作。3电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算3.1 选择电动机（1） 选择电动机类型和结构形式。按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。（2） 选择电动机的容量。工作机所需的功率Pw 为式中，vw=1.4m/s，对于带式运输机，一般取W=0.940.96,因此取W=0.95，电动机所需功率P0为 PO= PO=从电动机至滚筒主动轴之间的传动装置的总效率总为=平带。联轴器。4轴承2齿轮。v带由机械设计常用资料查得 轴承=0.99，齿轮=0.97，联轴器=0.99，平带=0.97,v带=0.95则 总= 0.97×0.994×0.972×0.95×0.95=0.825 PO=9.975kW PO=9.975kW选取电动机额定功率Pm,使Pm=（11.3）Po=9.97512.96，（3）确定电动机转速。工作机卷筒轴的转速nw为按参考资料中推荐的传动比合理范围，取单级圆柱齿轮传动比i齿=24，总传动比的合理范围i'=840，故电动机转速的可选范围为nm=i'nw=(24) (840)62.21 r/min=995.369953.6r/min 由标准查出三种适用的电动机型号，因此由三种传动比方案，如表3-1所列。 电动机型号 Y160M-4表3-1 原动机的选择方案电动机型号额定功率Pm/kW 电动机满载转速/(r/min)电动机质量/kg工作效率传递转矩T（kn/m） 1Y160-M1-211293011587.2%2.32Y160M-411146013288%2.33Y160 2-61197014787%2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，方案2比较合适，即选定电动机的型号为Y160M-4。查出电动机的各技术数据如表3-2所示。表3-2 Y132M1-6技术数据型号额定功率满载时堵转转距额定转矩堵转电流额定电流最大转矩额定转矩净重/kg转速/（r/min）电流/A效率（%）功率因数cosY160M-411146022.6880.842.27.02.31323.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（1） 传动装置的总传动比为（2） 分配各级传动比 i带=3.03（V带传动比的选择请见4.1.1V带的设计与校核） i带=3.03i减=23.47/3.03=7.746因对于同轴二级减速器i1齿=i2齿=，求得i1齿=i2齿=3.3计算传动装置的运动参数和动力参数（1） 各轴转速 轴 n=/ i带=1460/3.03=481.85r/min 轴 n=173.14r/min 计算各轴的参数 轴 n=62.21r/min 卷筒轴 n=n=62.21r/min（2） 各轴功率 轴 P=P0v带=9.975×0.95=9.48kW 轴 P=P轴承齿=9.48×0.99×0.97=9.1kW 轴 P=P轴承齿=9.1×0.99×0.97=8.74kW 卷筒轴 P=P轴承联轴器=8.74×0.99×0.99=8.57kW（3） 各轴转矩 轴 T=9550=9550=187.89Nm 轴 T=9550=9550=501.93Nm 轴 T=9550=9550=1341.71Nm 卷筒轴 T=9550=9550=1315.6Nm将运动参数和动力参数计算结果进行整理并列于表3-3：表3-3 数据表参数轴名电动机轴轴轴 轴卷筒轴转速n/rmin-11460481.85173.1462.2162.21功率P/kW119.489.18.741转矩T/2300187.89501.931341.711315.61传动比i3.032.7832.7831效率0.950.960.960.994、零件的设计计算4.1 传动零件的设计计算4.1.1V带的设计以及校核（1）.确定计算功率取载荷系数KA=1.2,求得传动额定功率Pca=KA*P=1.2x1.1=13.2KW（2）.查表可以选曲B型V带，小带轮直径da1 =132mm 选择B型带（3）.验算带速： 5<V<25m/s.符合要求（4）.计算大齿轮直径：我们先粗略取带传动比，进行第一次粗略计算r/min所以，查表，取 V带具体参数5.计算实际传动比。6.初选中心距离a0： 0.7（d1+d2）<a0<2(d1+d2) =>372.4<a0<1064,选中值a0=718mm7.初选长度L0：8.基准长度Ld: ,带长修正系数Kl=1.009.实际中心距a：10.验算包角：。验算合格11.单根V带基本额定功率：P1=2.2kw， 查表得增量12.计算V带根数，取z=613.确定单根V带预拉力： 所取V带合格14.对轴的压力：4.1.2、高速级齿轮的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 根据题意，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，工作速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3） 材料选择。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217286HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197286HBS。 取SH=1.1 ;SF=1.25 ; ZH=2.5; ZE=189.84) 初选螺旋角，K=1.4，齿宽系数，, 初取小齿轮齿数Z1=24，则Z2=2.783X24=66.79，取Z2=67。2.齿面接触强度设计(按接触强度设计，弯曲强度校核验算)故实际的传动比为i=67/24=2.79由设计计算公式进行试算，即 =88.5mm, 其中，法向模数，查表，我们取m=4所以，d1实际尺寸为d2实际尺寸为中心距螺旋角齿宽, 取b2=82mm, b1=88mm3. 按齿根弯曲强度校核校核公式： 查表，外齿轮齿形系数， 因为故按照小齿轮进行验证通过强度校核，合格。 齿轮具体参数4.齿轮的具体结构参数断面模数螺旋角分度圆直径d1=100.4mm d2=280.2mm齿顶高ha=4.18mm齿根高Hf1.25mn=5.225mm全齿高H=ha+hf=9.405mm顶隙C=hf-ha=1.045mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=108.76mm da2=288.56mm齿根圆直径df1=d1-2hf=89.95mm df2=269.75mm中心距A=190.3mm齿宽b1=88mm b2=82mm（5）结构设计 因大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜；小齿轮齿顶圆直径较大齿轮小很多，故做成实心结构。因为减速器采用的是同轴式二级减速器，故我们可以采用两对相同的大小齿轮进行安装，减少了成本，也有利于零件的更换。4.1.3低速级齿轮的设计计算采用与高速级一样的齿轮构造。设计与校核与高速级一样4.2轴的选择与校核4.2.1 第I轴的设计已知I轴上的功率P1=9.48kW，n1=481.85r/min，T1=187.89Nm。1. 初步确定轴的基本直径 轴选用45号钢，正火处理，查表材料强度极限，在对称循环状态下许用应力,查表取C=110最小直径：因为这是最小端，用于安装V带大带轮，需要刻键槽，故加大（45）%。取dmin=35mm3确定各轴段尺寸3.1轴径1段：d1=35mm；2段：d2=45mm；3段：d3=52mm. 取圆锥磙子轴承30310，内径D=52mm，过盈配合；4段：d4=60mm；5段：d5=d4+2h=70mm,右端采用轴肩定位，肩高h>0.07d=4.2；6段：d6=60mm，和4段相同，减少加工量；7段：d7=52mm，轴承成对使用，与3段相同；3.2各段的长度1段：L1=65mm,带轮宽B=62mm，轴应该比带轮宽23mm;2段：L2=20mm，外露10mm+端盖10mm；3段：L3=39.5mm，轴承29.25mm+套筒8mm+内深齿轮2mm=39.25mm；4段：L4=86mm，小齿宽88mm-外伸2mm=86mm；5段：L5=7mm，L5=1.4h=7mm；6段：L6=3mm；7段：L7=31.25mm， 轴承29.25mm+外伸2mm=31.25mm总长：L= L1+L7=251.5mm4.2.2第轴的设计1. 因为、轴为同轴，我们可以将他们对称装配轴功率P=8.74kw, n=62.21r/min, T=1341.7N.m材料选用与一样，选用45号钢，正火处理，材料极限，在对称状态下许用应力，查表C=110最小直径：最小端用于安装轴联器，有键槽，故加大（45）%，则取d=60mm2.轴联器的选择，选HL5轴联器型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度最大直径重量HL52000355060142220302. 轴径的选择1段：d1=60mm；2段：d2=66mm；3段：d3=67mm. 取圆锥磙子轴承30313，内径D=67mm，过盈配合；4段：d4=75mm；5段：d5=d4+2h=86mm,右端采用轴肩定位，肩高h>0.07d=4.2；6段：d6=75mm，和4段相同，减少加工量；7段：d7=67mm，轴承成对使用，与3段相同；3.2各段的长度1段：L1=18mm,2段：L2=20mm，端盖外露10mm+端盖厚10mm；3段：L3=46mm，轴承36mm+套筒8mm+齿轮内深2mm=46mm；4段：L4=80mm，小齿宽82mm-外伸2mm=80mm；5段：L5=7mm，L5=1.4h=7mm；6段：L6=3mm；7段：L7=31.25mm， 轴承36mm+外伸2mm=38mm总长：L= L1+L7=209mm4.2.3第轴的设计1.轴功率P=8.74kw, n=62.21r/min, T=1341.7N.m材料一样选用40Cr钢，调质处理，材料极限，在对称状态下许用应力，查表C=110最小直径：，此段用于安装轴承，查表取轴承型号30308，d=42mm；D=90mm；T=25.25mm2.各段轴径的选择1段：d1=42mm；安装轴承30308，d=42mm，D=90mm2段：d2=50mm；用于安装大齿轮；3段：d3=60mm. 取圆锥磙子轴承30313，内径D=67mm，过盈配合；4段：d4=110mm；直接制造小齿轮，分度圆直径d=100.4mm；5段：d5=50mm,与3段相同，减少加工量，用于固定轴承；6段：d6=50mm，和2段相同，减少加工量，安装轴承；3各段的长度1段：L1=36.25mm, 轴承25.25mm+外伸1mm+8mm间隙+2mm内深大齿轮2段：L2=80mm，齿宽82mm-外伸2mm；3段：L3=101.25mm，此段是为了满足装配需要，与1.2轴大小齿轮相吻合；4段：L4=88mm，用于制造小齿轮；5段：L5=10mm，小齿轮与体箱间隙；6段：L6=26.25mm， 轴承25.25mm+1mm外伸； 总长：L= L1+L6=341.75mm4.2.4轴的校核这里只对轴进行校核（1） 受力分析：水面支反力：垂直面支反力：求F力在指点产生的反力。2绘垂直面弯矩图3. 绘水平面弯矩图4. F力产生的弯矩图a- a截面产生弯矩为5. 求合成弯矩图考虑到最不利的情况，把与直接相加6. 求轴传递的转矩：7. 求危险截面的当量弯矩从图可知a-a面最危险，8. 计算危险截面处直径，Cr40号，调质，我们最小的直径是35mm,通过要求。按玩牛合成轻度理论验算强度，校核A剖面符合要求。轴验算通过！4.3 轴承的选择和计算轴选用30310型圆锥磙子轴承；轴选用30308型圆锥磙子轴承；轴选用30313型圆锥磙子轴承；在轴的设计计算及校核中，由于轴转速最高，受力最大，故用I轴轴承31310进行校核。其尺寸为d×D×T=52mm×110mm×29.25mm。表4-7 减速器选用轴承各尺寸轴轴轴轴承代号303103030830313d（mm）524267D（mm）11090140T（mm）29.2525.2536预计轴承的寿命与整机寿命相同，为10*365*16=58400h查手册得静载荷量Cr=108kN,动载荷为Cor=128KN故受圆周力轴向力径向力所以：,查表;,取，X=1，Y=0.42tana=0.153>58400h,符合要求4.4 键连接的选择和校核轴小齿轮处d=60mm需要安装键；轴大齿轮处d=50mm需要安装键；轴大齿轮处d=75mm需要安装键；一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。轴：装齿轮处的轴径d=60mm，需传递的转矩T=187.89Nm 根据d=60mm查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm，高度h=11mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=60mm（比轮毂宽度小些）。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力p=100120MPa，取其平均值，p=110MPa。键的工作长度l=L-b=60mm-18mm=42mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由普通平键连接的强度条件为由此可见，连接的挤压强度足够。 、轴上的键连接的选择及强度校核计算过程同上。得各轴上键如表4-8所示。4-8 键的选择参数轴（mm）轴（mm）轴（mm）输入端大齿轮处齿轮处宽度b181622高度h111014长度L6058604.5联轴器的选择轴联器的选择，选HL5轴联器在轴的设计计算及校核中，已经算出输出轴轴端所选用的是HL4型弹性柱销联轴器。型号公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度最大直径重量HL5200035506014222030半联轴器的孔径d1=18mm，L=42mm。4.6 箱体的设计4.6.1 箱体的尺寸设计减速器箱体采用剖分式结构，材料为HT200铸造箱体。减速器箱体结构尺寸如表4-9所示。4.6.2 箱体的结构设计1）箱座高度 对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm外，还能使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。 箱座高度为取H=214mm。表4-9 减速器箱体结构尺寸（单位：mm）名称尺寸数值箱座壁厚箱盖壁厚1箱体凸缘厚度b、b1、b2箱座；箱盖；箱底座加强肋厚m、m1箱座；箱盖地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d1箱盖、箱座连接螺栓直径d2； 螺栓间距轴承端盖螺栓直径d3窥视孔盖螺栓直径d4螺栓至机壁的距离C1C1min=26螺栓到凸缘外缘的距离C2C2min=24轴承旁凸台半径R1R1=C22） 箱体要有足够的刚度 箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚尺寸、肋板和轴承座螺栓凸台的设计如表4-9所示。3） 箱盖外轮廓的设计 大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径小齿轮所在一侧采用平面的箱体设计轴承座外端面应向外凸出510mm，以便切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离L1（轴承座孔长度）为L1=+C1+C2+(510)=7.5+18+16+(510)=(46.551.5)mm取L1=50mm。5、润滑和密封的选择和计算5.1.润滑的选择和计算5.1.1、齿轮的润滑在摩擦面间加入润滑剂不仅可以降低降低摩擦，减轻磨损，保护零件不遭锈蚀，而且在采用循环润滑时还能起到散热降温的作用。由于液体的不可压缩性，润滑油膜还具有缓冲、吸振的能力。使用膏状的润滑脂，既可防止内部的润滑剂外泄，又可阻止外部杂质侵入，避免加剧零件的磨损，起到密封作用。减速器中传动件通常用浸油润滑。因为高速级齿轮圆周速度，查得45钢闭式齿轮传动润滑油运动粘度（）的荐用值为220mm2/s；因此，选用代号为N320的中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。5.1.2、轴承的润滑运转过程中，轴承内部各元件间，均存在不同程度的相对滑动，从而导致摩擦发热和元件的磨损。因此工作中必须对轴承进行可靠的润滑。选择润滑剂时需考虑的因素有：轴承的工作温度。正常的工作温度，应使润滑油的粘度对滚子轴承不低于2×10-5m2/s。由齿轮选用的润滑油的粘度范围（288352）mm2/s>2×10-5m2/s，因此所选润滑油粘度合适。1） 轴承的工作载荷。 润滑油的粘度是随压力而变化的，当轴承所受载荷增大时，润滑区内润滑油的压力增加、粘度降低，从而导致油膜厚度减薄，甚至破裂。因此，轴承工作载荷越大，所选润滑油的粘度也应越大。2） 轴承的工作转速。 工作中，轴承转速愈高，内部发热量愈大。为控制轴承的温升，通常轴承的dn值加以限制。查表得，圆锥滚子轴承在脂润滑方式下轴承的允许dn值为100000mmr/min。 高速级大齿轮（即浸油齿轮）的圆周速度，故选用代号为2号的钠基润滑脂（GB492-89）。5.2.密封的选择输入端和输出端滚动轴承选用毡圈密封。其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、廉价，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合。输入端选用毡圈16FZ/T92010-91，输出端选用毡圈55FZ/T92010-91。6、减速器附件的选择1. 通气器 减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，多在视孔盖上设置通气器，使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保持箱内压力正常，从而保证箱体的密封性。 故选用经两次过滤的M18×1.5通气器。2.轴承盖（材料为HT150） 用于检查箱内油面高度，以保证传动件的润滑。一般设置在箱体上便于观察且油面较稳定的部位（如低速级齿轮附近）。 选用M12的油标尺。3.油塞 选用外六角油塞及封油垫。封油垫材料为耐油橡胶；螺塞材料为Q235。4. 窥视孔及视孔盖 窥视孔用做检查箱内传动零件的啮合情况以及将润滑油注入箱体内。为防止润滑油飞溅出来和污物进入箱体内，在窥视孔上应加设视孔盖。 起吊装置 为了搬运和装卸箱盖，在箱盖上装有吊环螺钉，或铸出吊耳，或吊钩。为了搬运箱座或整个减速器，在箱座两端连接凸缘处铸出吊钩。箱盖上的吊耳厚度b(1.52.5)1=(12.4520.75)mm，故取b=15mm；孔径d=b=15mm。箱座上的吊钩厚度b(1.82.5)=(16.3822.75)mm，故取b=20mm；长度B=C1+C2=18+16=34mm；高度H0.8B=27.2mm，取H=27mm；小圆弧的半径r0.25B=9mm；小圆弧离最低处的距离h0.5H=14mm。5. 起盖螺钉为了保证减速器的密封性，常在箱体剖分接合面上涂有水玻璃或密封胶。为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设置1个或2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，拧动起盖螺钉，便可顶起箱盖。根据箱体的结构设计，选用M8的螺钉。6. 定位销 为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔的安装精度，需在箱盖与箱座的连接凸缘上装配两个定位销。根据箱体的结构尺寸，选用M6×60的圆锥销。7、课设小结1.此次课程设计让我初步了解了一个机械产品的设计过程，但是学无止尽，需要学习的知识还远远不够。一工业化的产品设计过程是一个追求至善至美，精益求精的过程，需要严谨的工作态度认真对待，才能设计出一件符合市场需要的机械产品。2.从事课程设计时，由于缺乏经验，没能对整个课程设计有一个完整的进程规划，导致大量的工作积压到了最后两天完成，直接导致质量的下降。所以，在以后从事设计工作时，应该首先对设计方案形成一个整体的规划，按计划进行设计。3.进行一个复杂的、大型的设备研发时，其固有的复杂性、所需知识的广扩性，决定了我们必须依靠团队的力量进行设计开发，只靠一个人力量是远远不够的。因此，要懂得团队合作的重要性，具有团队合作的精神。4.由于时间紧迫，加上知识面窄，此次课程设计只能对减速箱的主要零部件进行设计，而整的性能优化则考虑得很少。在真正进行减速箱设计时，还需考虑整体的性能优化，外观，用料，散热性能等等更多实际的因素。5.此次课程设计，模仿更多，基本没创新。可见，深厚的理论知识和实践经验对于一个工程技术人员是多么重要。面对国外的技术优势，国家提倡创新，而核心技术绝对不是只通过模仿就能掌握的。8、参考文献1 洛素君 朱诗顺.机械课程设计简明手册M.化学工业出版社，2006.2 杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础M.高等教育出版社2007.3 成大先.机械设计手册·单行本·减（变）速器·电机与电器M.化学工业出版社，2004.4 机械设计手册编委会.机械设计手册·单行本·滚动轴承M.机械工业出版社，2007. 5 机械设计手册编委会.机械设计手册·单行本·齿轮传动M.机械工业出版社，2007.