減速器設(shè)計說明書課程設(shè)計

1、機械課程設(shè)計目 錄一 課程設(shè)計書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 55. 設(shè)計v帶和帶輪 66. 齒輪的設(shè)計 87. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 198. 鍵聯(lián)接設(shè)計 269. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 2710.潤滑密封設(shè)計 3011.聯(lián)軸器設(shè)計 30四 設(shè)計小結(jié) 31五 參考資料 32一. 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用

2、期限8年(300天/年),兩班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220v表一: 題號 參數(shù)12345運輸帶工作拉力（kn）2.52.32.11.91.8運輸帶工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直徑（mm）250250250300300二. 設(shè)計要求1.減速器裝配圖一張(a1)。2.cad繪制軸、齒輪零件圖各一張(a3)。3.設(shè)計說明書一份。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計v帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9

3、. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置總體設(shè)計方案:1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將v帶設(shè)置在高速級。 其傳動方案如下： 圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇v帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率0.960.970.960.759；為v帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度，油脂潤

4、滑.因是薄壁防護罩,采用開式效率計算)。2.電動機的選擇電動機所需工作功率為： pp/19001.3/10000.7593.25kw, 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n=82.76r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nin（16160）82.761324.1613241.6r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為y112m4的三相異步電動機，額定功率為4.0額定電流8.8a，滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。

5、方案電動機型號額定功率pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量n參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v帶傳動減速器1y112m-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸l（ac/2+ad）hd底腳安裝尺寸ab地腳螺栓孔直徑k軸伸尺寸de裝鍵部位尺寸fgd132515 345 315216 1781236 8010 413.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1） 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/82.7617.40（2） 分配傳動裝置傳動比式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初

6、步取2.3，則減速器傳動比為17.40/2.37.57根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為3.24，則2.334.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.33=82.93 r/min=82.93 r/min（2）各軸輸入功率3.250.963.12kw23.120.980.952.90kw22.970.980.952.70kw24=2.770.980.972.57kw則各軸的輸出功率：0.98=3.06 kw0.98=2.84 kw0.98=2.65kw0.98=2.52 kw（3） 各軸輸入

7、轉(zhuǎn)矩 = nm電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =95503.25/1440=21.55 n所以: =21.552.30.96=47.58 nm=47.583.240.980.95=143.53 nm=143.532.330.980.95=311.35nm=311.350.950.97=286.91 nm輸出轉(zhuǎn)矩：0.98=46.63 nm0.98=140.66 nm0.98=305.12nm0.98=281.17 nm運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率p kw轉(zhuǎn)矩t nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.2521.5514401軸3.123.0647.5846.63626.092軸2.90

8、2.84143.53140.66193.243軸2.702.65311.35305.1282.934軸2.572.52286.91281.1782.936.齒輪的設(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs z=iz=3.2424=77.76 取z=78. 齒輪精度按gb/t100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強

9、度設(shè)計確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) z=2.433 由課本圖10-26 則由課本公式10-13計算應(yīng)力值環(huán)數(shù)n=60nj =60626.091（283008）=1.442510hn= =4.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)查課本 10-19圖得：k=0.93 k=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應(yīng)用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 許用接觸應(yīng)力 查課本由表10-6得： =189.8mp 由表10-7得: =1t=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610n.m

10、3.設(shè)計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=49.53mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)k使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)k=1.07,查課本由表10-4得k的計算公式:k= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查課本由表10-13得: k=1.35查課本由表10-3 得: k=1.2故載荷系數(shù):kk k k k =11.071.21.42=1.82按

11、實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=49.53=51.73計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩48.6knm 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.242477.76傳動比誤差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允許計算當(dāng)量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos78/ cos1485.43 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù)kkk k k k=11.071.21.351.73 查取齒形系數(shù)y和應(yīng)力校正系數(shù)y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)y2.59

12、2 y2.211 應(yīng)力校正系數(shù)y1.596 y1.774 重合度系數(shù)y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數(shù)y軸向重合度 1.825,y10.78 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得s1.25工作壽命兩班制，8年，每年工作300天小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n160nkt60271.4718300286.25510大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n2n1/u6.25510/3.241.930510查

13、課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):k=0.86 k=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設(shè)計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:z=25.097 取z=25那么z=3.2425=81 幾何尺寸計算計算中心距 a=109.25將中心距圓整為110按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因

14、值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=51.53d=166.97計算齒輪寬度b=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280hbs 取小齒齒數(shù)=30速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240hbs z=2.3330=69.9 圓整取z=70. 齒輪精度按gb/t100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設(shè)計1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選k=1.6查課本由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)z=2.45試選,查課本由圖10-26查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n=60nj

15、l=60193.241(283008)=4.4510 n=1.9110由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)k=0.94 k= 0.97 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力=0.98550/1=517540.5查課本由表10-6查材料的彈性影響系數(shù)z=189.8mp選取齒寬系數(shù) t=95.510=95.5102.90/193.24=14.3310n.m =65.712. 計算圓周速度 0.6653. 計算齒寬b=d=165.71=65.714. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.

16、25m=2.252.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.035. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)kk=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1.4231使用系數(shù)k=1 同高速齒輪的設(shè)計,查表選取各數(shù)值=1.04 k=1.35 k=k=1.2故載荷系數(shù)k=11.041.21.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=65.71計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設(shè)計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩143.3knm（2） 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z30，zi z2.

17、333069.9傳動比誤差 iuz/ z69.9/302.33i0.0325，允許（3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角12（5）載荷系數(shù)kkk k k k=11.041.21.351.6848（6）當(dāng)量齒數(shù) zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos70/ cos1274.797由課本表10-5查得齒形系數(shù)y和應(yīng)力修正系數(shù)y （7） 螺旋角系數(shù)y軸向重合度 2.03y10.797（8） 計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)k=0.90 k=0.93 s=1.4= 計算大小齒輪的,并

18、加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計計算. 計算模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按gb/t1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=72.91來計算應(yīng)有的齒數(shù).z=27.77 取z=30z=2.3330=69.9 取z=70 初算主要尺寸計算中心距 a=102.234將中心距圓整為103 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正 分度圓直徑 d=61.34d=143.12 計算齒輪寬度圓整后取 低速級大齒輪如上圖：v帶齒輪各設(shè)計參數(shù)附表1.各

19、傳動比v帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.242.332. 各軸轉(zhuǎn)速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09193.2482.9382.933. 各軸輸入功率 p（kw）（kw）（kw）(kw)3.12 2.902.702.574. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 t(knm)(knm)(knm) (knm)47.58143.53311.35286.915. 帶輪主要參數(shù)小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準(zhǔn)長度（mm）帶的根數(shù)z90224471140057.傳動軸承和傳動軸的設(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計. 求輸出軸上的功率p，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩p=2.70kw =82.93r/m

20、in=311.35nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =143.21 而 f= f= f f= ftan=4348.160.246734=1072.84n圓周力f，徑向力f及軸向力f的方向如圖示:. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查課本,選取因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計手冊選取lt7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500nm,半聯(lián)軸器的孔徑. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半

21、聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7010c型.db軸承代號 45851958.873.27209ac 45851960.570.27209b 451002566.080.07309b 50 80 16 59.270.97010c 50 80 16 59.270.97

22、010ac 50 90 20 62.477.77210c 2. 從動軸的設(shè)計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010c型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取.軸環(huán)寬度,取b=8mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內(nèi)壁

23、之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度t=16,高速齒輪輪轂長l=50,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設(shè)計手冊20-149表20.6-7.對于7010c型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距. 傳動軸總體設(shè)計結(jié)構(gòu)圖: (從動軸) (中間軸) (主動軸) 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60mp 此

24、軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強度. 判斷危險截面截面a,b只受扭矩作用。所以a b無需校核.從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面c上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面c上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故c截面也不必做強度校核,截面和顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) w=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截

25、面的右側(cè)的彎矩m為 截面上的扭矩為 =311.35截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得： 因 經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為 =0.85k=1+=1.82k=1+（-1）=1.26所以 綜合系數(shù)為： k=2.8k=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=25.13s13.71s=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) w=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩m為 m=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =k=k=所以 綜合系數(shù)為：k=2.8 k=

26、1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)s=25.13s13.71s=1.5 所以它是安全的8.鍵的設(shè)計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=16 h=10 =36 b=20 h=12 =50校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110mp工作長度 36-16=2050-20=30鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k=0.5 h=5k=0.5 h=6由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標(biāo)記為： 鍵2：1636 a gb/t1096-1979鍵3：2050 a gb/t1096-19799.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減

27、速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計 a 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固b 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安