2级减速器课程设计.doc

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1、目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 22. 电动机的选择 23. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 34. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计V带和带轮 56. 齿轮的设计 77. 轴的设计和轴承的选择 16 8. 键的设计和计算 229. 联轴器设计 2310. 箱体结构的设计 2311. 润滑密封设计 25四 设计小结 26五 参考资料 27 计算及说明结果1.传动装置总体设计方案:1. 装置组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 设计特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 传动方案

2、：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级；选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。4.传动装置的总效率V带的效率为0.96, 齿轮的效率为0.97，齿式联轴器0.99滚动轴承的效率为0.99， 平带的效率为0.97。2.电动机的选择 执行机构的曲柄转速为： n， 鼓轮轴所需功率： 电动机所需工作功率为： PP/, 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动取比i2，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i=1.1i二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为 i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）401324.1613241.6r/min。 =0.82 n=4

3、3.676r/min kw kw n 的范围： 640 6400 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M4的三相异步电动机，额定功率为 7.5 kw，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。3.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/43.67632.97（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2.6，则减速器传动比为1.3 解方程得 4.06 =3.123方案电动机型号

4、额定功率Pkw电动机转速电动机重量kg参考比价传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器5Y132M47.515001440813.5232.972.612.68中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132400 247.5 2651901401228 6087 计算及说明结果4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速1440/2.6553.846/4.06/136.415/3.123=43.676r/min（2）各轴输入功率7.50.9527.1250.960.9825=6.7030.980.966.306kW（3

5、） 各轴输入转矩 T0=9550P0/n0 T1=9550P1/n1 T2=9550P2/n2T3=9550P3/n3=553.846r/min 136.415 r/min=43.676r/min7.5kw7.125kw6.703kw6.306kwT0=49.74 NmT1=122.875 NmT2=469.257NmT3=1378.842 Nm运动和动力参数结果如下表:轴名输入功率P （kw）输入转矩T （Nm）转速 （r/min）电动机轴7.549.7414401轴7.125122.875553.8462轴6.703469.257136.4153轴6.3061378.84243.676计算

6、及说明结果5.设计带和带轮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.选择带型号根据，,查课本图8-11和表8-9选用带型为A型带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。验算带速v在525m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距验算小带轮包角，包角合适。确定v带根数z因，带速，传动比,查课本表8-4a和8-4b,并由内插值法得. 查课本表8-2得=0.99.查课本表8-5,并由内插值法得

7、=0.97由公式8-26得故选Z=5根带。计算预紧力查课本表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力kw Z=4.69 N计算及说明结果6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 4855 HRC 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 4855 HRC Z=iZ=4.0624 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定

8、各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj =604801（2830010） ()查课本 10-19图得：K=0.95 K=0.98查表 图1021e 得 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得:=0.951100=0.981100 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =0.8T=105.1N.m=105100Nmm3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=0.839.29计算摸数m 初选螺旋角=1

9、4=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.588 = =8.797计算纵向重合度=0.318计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.04,查课本由表10-4得K: K=1.286查课本由表10-13得: K=1.26查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.041.21.286按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=39.29计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩105100Nmm 确定齿数z因为是硬齿面，故取24，计算当量齿数zz/cos24/ co

10、s14zz/cos96/ cos14 初选齿宽系数 按不对称布置，由表查得0.8 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.041.21.26 查取齿形系数Y和应力校正系数Y得:齿形系数Y2.592 Y2.176 应力校正系数Y1.596 Y1.794 计算大小齿轮的 查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.87 K=0.89 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 小齿轮的数值大.因此选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，圆整为标准模数,取m=2mm但为了

11、同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=39.42来计算应有的齿数.于是由:z=19.08 取z=20那么z=420=80 几何尺寸计算计算中心距 a=将中心距圆整为103按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=d=计算齿轮宽度B=圆整的 （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=330=90 圆整取z=90. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触

12、强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K=1.6查课本选取区域系数Z=2.433试选,查课本查得=0.77 =0.88 =0.77+0.88=1.65应力循环次数N=60njL=601201(283005)N=由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本由图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取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=403.49N.m=403490N.mm 2. 计算圆周速度 3. 计算齿宽b=d=0.861.884.

13、计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.001 =49.504/4.503=10.9945. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.289使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.02 K=1.1.24 K=K=1.2故载荷系数K=11.021.21.2897. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=61.88计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩103.49kNm=103490Nmm（2） 确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z33090（3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得0.8（4）初选螺

14、旋角 初定螺旋角14（5）载荷系数KKK K K K=11.021.21.24（6）当量齿数 zz/cos30/ cos14 zz/cos90/ cos14由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 计算大小齿轮的 查课本由图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.89 K=0.91 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 小齿轮的数值大,选用小齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.59 来计算应有的齿数.z= 取z=30z=32

15、4=72 取z=72 初算主要尺寸计算中心距 a=将中心距圆整为124修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=d=计算齿轮宽度圆整后取 Z=98 h h=1045 MPa=1078 MPab=31.432mmh=3.573mmK=1.605mm=26.27=105.09K=1.572=385.29MPa=394.14MPaa=103.061=1078=1089b=49.504mmh=4.503mmK=1.578mmK=1.518z=32.84z=98.52=394.14MPa=403MPa取整z=24a=123.67mm 装 订 线 根据以上计算数据，列齿轮的

16、几何参数表：高速级底速级齿轮1齿轮2齿轮1齿轮2齿数（Z）20802472模数（mn）2 mm2 mm2.5 mm2.5 mm齿宽（b）40 mm35 mm55 mm50 mm分度圆直径（d）41.20 mm164.80 mm62 mm186 mm螺旋角方向右左左右中心距（a）103 mm124mm螺旋角（）13.83o14.59o齿高（h）4.5 mm5.625 mm计算及说明结果7、轴的设计和轴承的选择1、轴的机构设计a 轴的设计计算1) 轴的直径的确定(轴)按扭转强度条件计算： 其中：首选45号钢进行设计，查表15-3知AO=112,又因为已知各轴数据：将以上数据带入上式中可得：2)作用

17、在齿轮上的力F=F= F F= Ftan根据以上三个公式可求出，轴上的齿轮受到的力：则轴上齿轮的受力如下图：计算及说明结果根据图示力的分析可知道：由B图得：由C图得：则2 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于70000AC型轴承， 按表13-7轴承的派生轴向力为： 因为Fd2+FaeFd1根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承1被压紧： Fa1= Fd2+FaeFa2=Fd23 求轴承的当量动载荷 查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对于轴承1： X1=0.41 ， Y1=0.87 对于轴承2： X2=1 ， Y2=0 又因为 轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6得 =1.01.

18、2 取 =1.1 所以 ： 4 计算轴承的寿命并选择轴承 因为 Lh= 所以 按照C查角接触球轴承的标准可得：轴轴承取 7409AC同理可以选取其他轴的轴承：单位（mm）轴名轴承代号dDB轴7206AC306216轴7409AC4512029轴7211AC55100215 轴的设计 根据轴上装配的零件尺寸和机械课程设计指导书表41对轴的尺寸进行设计：6 求轴上的载荷，并对轴进行校核。（轴）按弯扭合成强度条件计算通过轴的设计，轴的主要尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已定，轴上的载荷已可求得，因而可按弯扭合成强度对轴进行强度校核计算。1） 做出轴的计算简图（即力学模型）2） 作

19、出弯矩图根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩得：Fr1H=7880N Fr1v=1695NFr2H=9709N Fr2v=1092N 按以上计算结果分别做出水平面上的弯矩MH和垂直面上的弯矩MV图，按照式子 计算总弯矩，并作出M图。 A 截面 B截面7 . 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 选取对于A截面：=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴段合理安全对于B截面： = 因为 ，所以此轴段合理安全8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=45 d=65查表6-1取： 键宽 b=14 h=9 =

20、25 b=18 h=11 =40校和键联接的强度 查表6-2得 =120MP工作长度 25-14=1140-18=22键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=4.5K=0.5 h=5.5取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979键3：2050 A GB/T1096-19799.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.公称转矩：查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取HL5型弹性柱销联轴器其公称转矩为2000Nm10.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质

21、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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为31mm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3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.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

22、的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：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 油标：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.E 盖螺钉：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.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装

23、配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）811. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92

24、中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。四. 设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个半星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础

25、.1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设

26、计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。五. 参考资料:1.机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.机械原理第七版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3.画法几何及机械制图第三版 东北大学工程图学教学与研究中心编。高等教育出版社2004年12月版4.材料力学第四版 高等教育出版社2006年10月版5.机械课程设计指导书 第二版高等教育出版社其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。将已知条件代入左边公式可得：Fr1v=1695NFr2v=1092NFr1H=7880NFr2H=9709NFr1=8060NFr2=9771NFd1=5481NFd2=6644NFae=1982NFa1=8626NFa2=6644NC=65.1KN