二級齒輪減速器說明書

機械設(shè)計課程設(shè)計說明書PAGE[鍵入文字]機械基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書題目名稱：二級齒輪減速器專業(yè)：機械工程與自動化班級：學號學生姓名：指導(dǎo)教師姓名：日期：2012年1月9日評定成績：機電工程系

機械基礎(chǔ)課程設(shè)計說明書指導(dǎo)教師評語從課程設(shè)計工作態(tài)度、工作量，說明書結(jié)構(gòu)、數(shù)據(jù)處理、論點論據(jù)、圖表和格式，圖紙質(zhì)量及存在不足的綜合評語：指導(dǎo)教師評閱成績（按五級評分）：指導(dǎo)教師:（簽名）年月日

目錄設(shè)計題目：設(shè)計皮帶運輸傳動裝置一皮帶運輸機傳動運輸方案的論證………………二.電動機選擇……………………..三計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比…………………四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)………...…….五傳動零件的設(shè)計計算1.V帶設(shè)計…………….……….………2.齒輪的設(shè)計計算…………………3軸的設(shè)計計算…………………...4軸承的選擇…………………………六鍵和聯(lián)軸器選擇…………………七箱體及附件設(shè)計………………...八.潤滑及密封方式選擇…………….九設(shè)計小結(jié)…………………………參考資料……………..設(shè)計題目：設(shè)計皮帶運輸傳動裝置任務(wù)書：題目一、2-2要求：傳動方案擬定，用電機，V帶，減速器，連軸器，工作機構(gòu)成。2.工作條件：雙班制工作，有輕度振動，小批量生產(chǎn)，單向傳動，軸承壽命2年，減速器使用年限5年，運動帶允許誤差QUOTE鹵5%wwwwww鹵5%wwwwww。3.已知條件：運輸帶卷筒轉(zhuǎn)速41r/min,減速箱輸出軸功率3.25馬力。一、皮帶運輸機傳動方案的論證1.組成：傳動裝置由電動機、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：考慮到電動機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，V帶傳動平穩(wěn)，并且在傳輸帶過載時對減速箱進行保護，所以將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下：展開式二、電動機的選擇1.電機所需功率手冊第3頁表I-7QUOTE艐v艐v=0.95：vQUOTE=0.98：齒輪傳動效率QUOTE=0.99:軸承傳動效率QUOTE=0.99：聯(lián)軸器傳動效率已知輸出功率為減速器輸出軸功率；則總效率QUOTEQUOTE=QUOTExQUOTExQUOTE=0.95xQUOTE0.9930.993xQUOTE0.982=0.8853QUOTE=QUOTE=QUOTE=2.6983KW確定電機轉(zhuǎn)速：查指導(dǎo)書V帶傳動比范圍i=2~4，圓柱齒輪傳動比范圍i=8~40所以QUOTE=nx(2~4)x(8~40),因此電機轉(zhuǎn)速范圍為：656~6560r/min根據(jù)手冊155頁表12-1有四種電機可選則方案電動機型號額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min重量Kg傳動裝置的傳動比總傳動比V帶減速器1Y100L-23300028803366.982.823.922Y100L2-43150014203833.022.811.793Y132S-6310009606322.322.87.974Y132M-837507107916.512.85.90綜合考慮電動機價格和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y100L2-4，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速質(zhì)量ADEFGHADABHDL314201500381602860824112190245265340三、計算傳動裝置的總傳動比及分配的各級傳動比1.傳動裝置的總傳動比總傳動比：QUOTE=QUOTE=QUOTE144049=34.92.分配各級傳動比QUOTE=QUOTEivivQUOTEQUOTEiviv取值范圍為2~4，取QUOTEiviv=2.8QUOTEiviv=2.8QUOTE=12.46按展開式布置：QUOTE=（1.3~1.5）QUOTE取QUOTE=1.3QUOTEQUOTE=2.8QUOTE=4.02四、計算各軸的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1.各軸轉(zhuǎn)速：I軸：QUOTEn1n1=QUOTE=510.71r/minII軸：QUOTEn2n2=QUOTE=165.28III軸：QUOTEn3n3=QUOTE=41.11r/minIV軸：QUOTEn3=n4n2.各軸輸入功率：I軸：QUOTEp1p1=QUOTE=2.5634KWII軸：QUOTEp2p2=QUOTE=2.4870KWIII軸：QUOTEp3p3=QUOTE=2.4129KWIV軸：QUOTEp4p4=QUOTE=2.3649KW3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩：I軸：QUOTET1=T1=9550x=47.93II軸：QUOTET2=T2=9550xQUOTE106p2n2=III軸：QUOTET3=T3=9550x=560.42IV軸：QUOTET4=T4==549.27五、傳動零件的設(shè)計計算1、普通V帶傳動設(shè)計已知條件：QUOTE2.6983KW，QUOTEiviv=2.8，QUOTE=1430r/min計算QUOTEPCPC由課本表8-7,選QUOTEKAKA=1.2(雙班制)QUOTEPCPC=QUOTE=1.2x2.6983=3.2380KW2.選擇V帶類型由QUOTE=1430r/min,QUOTEPCPC=3.2380KW,查課本圖8-11,采用A帶型3.確定帶輪的基準直徑并驗算帶速V1）初選小帶輪的基準直徑由課本表8-6,8-8取QUOTEd1d1=100mm2)驗算帶速VV==7.48m/s5<V<25m/s(合適)3)計算大帶輪的基準直徑==280mm4.確定中心距a,并選擇V帶的基準長度d1）初定中心距0.7（QUOTEd1+d2d1+d2）<a<2(QUOTEd1取QUOTEa0a0=500mm2)計算相應(yīng)的帶長QUOTEL0L0QUOTEL0L0=2QUOTEa0a0+QUOTE+QUOTE14(d2-d1)214(d2-d1)2/由課本8-2：取QUOTELdLd=1600mm3）計算實際中心距a=QUOTEa0a0+QUOTE12(Ld-L0)5.驗算包角：QUOTE—QUOTEd2-d1ad2-d1ax57.3=159°≥90°(6.求V帶根數(shù)：Z=QUOTE由QUOTEn1n1=1420r/min,QUOTEd1d1=100mm由課本表8-4a：QUOTEP0P0=1.32KW由課本表8-4b查得：QUOTE鈭哖0鈭哖0=0.17KW,表8-5查得：包角系數(shù)QUOTEK偽K偽=0.95,表8-2查得：帶長修正系數(shù)QUOTEKLKL=0.99由Z=QUOTE2.31取z=37.作用在帶輪軸上的壓力：Z=QUOTEFQFQA型帶：q=0.1kg/m初拉力QUOTEF0F0=QUOTE500pcZV500pcZV(QUOTE-1)+qQUOTE190N作用在帶輪上的壓力：QUOTEFQFQ=2ZQUOTEF0sin偽2F0sin偽2=2x3x190x2、齒輪的設(shè)計計算高速級齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，低速級齒輪采用直齒圓柱齒輪傳動。初步判定小齒輪選材為45(調(diào)質(zhì))280HBS，大齒選材45#（調(diào)質(zhì)）240HBS，均為8級精度，初選Z1=24.材料選擇取SH=1,SF=1.4QUOTE未1Hlim未1Hlim=600MPAQUOTE未2Hlim未2Hlim=550MPAQUOTE未1FE未1FE=500MPAQUOTE未2FE未2FE=380MPAQUOTE[未H1][未H1]=QUOTE未1HlimSH未1HlimSH=570MPAQUOTE[未H2][未H2]=QUOTE=[QUOTE未F1]未F1]=QUOTE=321.43MPAQUOTE[未F2][未F2]=QUOTE=257.86MPA1.高速級齒輪設(shè)計1）.軟齒面按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：8級精度制造，均勻載荷，載荷系數(shù)K=1.6（有輕度振動）由表10-7取齒寬系數(shù)：QUOTE=1=14°查課本表10-6，QUOTEZEZE=189.8,壓力角QUOTE=20°，取QUOTEZHZH=2.433,=1.60QUOTET2=T2=47.45，u=2.8,QUOTE[未H1][未H1]=QUOTE未1HlimSH未1HlimSH=588MPA,QUOTE[未H2][未H2]=QUOTE569MPAQUOTE）×=42.7365mmQUOTE計算圓周速度v=1.1428m/sB=42.7365mmm=1.7282h=3.8885b/h=10.99計算縱向重合度=1.903計算載荷系數(shù)。ka=1，kv=1.1，k=2.233計算實際風度圓直徑d1=47.7579mm要求傳遞動力：m=d1×cos/Z1=1.93mm2).齒根彎曲強度校核：查課本表10-5:QUOTEYFa1YFa1=2.592，QUOTEYSa1YSa1=1.596，QUOTEYFa2YFa2=2.16，QUOTEYSa2YSa2=1.80載荷系數(shù)K=2.1175,由圖10-28，0.88，縱向重合度=1.903由大齒輪的大于小齒輪的，故≥=1.4360mm3)綜上，取=1.5mm,Z1=31,Z2=125,a=121mm,b1=55mmb2=50mm大小分度圓直徑：d1=48.09mm，d2=193.91mm2.低速級齒輪設(shè)計1）.軟齒面按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：8級精度制造，均勻載荷，載荷系數(shù)K=1.3有輕度振動）由表10-7取齒寬系數(shù)：QUOTE=1查課本表10-6，QUOTEZEZE=189.8,壓力角QUOTE=20°QUOTET1=T1=142.25,u=4.02QUOTE[未H1][未H1]=QUOTE未1HlimSH未1HlimSH=588MPA，QUOTE[未H2][未H2]=QUOTE=550MPAQUOTE）=QUOTE33.13mm圓周速度=0.2867m/s齒寬b=33.13mmb/h=17.81實際分度圓直徑d1=34.32mm模數(shù)m=d1/z1=0.858mm2）.齒根彎曲強度校核：查課本表10-5:QUOTEYFa1YFa1=2.40，QUOTEYSa1YSa1=1.67，QUOTEYFa2YFa2=2.15，：QUOTEYSa2YSa2=1.82由圖10-20c,QUOTE未1FE未1FE=500MPA,QUOTE未2FE未2FE=380MPA取SF=1.4[QUOTE未F1]未F1]=QUOTE=321.43MPA，QUOTE[未F2][未F2]=QUOTE=257.86MPA載荷系數(shù)K=1.0由大齒輪的大于小齒輪的，故m≥=0.65mm3).綜上，取m=0.8mm,Z1=43,Z2=133,a=70mm,b1=40mmb2=35mm3、軸的設(shè)計計算軸的布置軸的布置參照圖已知數(shù)據(jù)考慮相鄰齒輪沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸s=10考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸c=5mm初取軸承寬度分別為n1=20mm，n2=22mm，n3根軸的支承跨距分別為：=145mm；=147mm；=147mm；軸的設(shè)計高速軸（1軸）的設(shè)計軸上小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選擇軸的材料及熱處理45號鋼，調(diào)質(zhì)。軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。圖中53206.654745053206.6577974.4153206.6543760.1866091.24745053206.6577974.4153206.6543760.1866091.2=145mm；=52.5mm；=92.5mm；計算齒輪的嚙合力求水平面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。N·mm軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（d）所示求垂直面內(nèi)的支承反力，作水平面內(nèi)的彎矩圖軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。N·mmN·mm軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e）所示。求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承A上。MC1=53206.65N.mmMc2=77974.41n。mm傳動力矩47450N·mme）軸的初步設(shè)計由文獻[2]表15-1和15-3查表得：，取折算系數(shù)≈0.6由式所以11.14mm,f）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計按經(jīng)驗公式，減速器輸入端的軸端直徑初步確定軸的最小直徑，由式（15-2）估算，為21mm查表得，所選電動機軸直徑輸入軸端選用彈性套柱銷聯(lián)軸器[Tn]=125N.mm,[n]=4600r/min；輸入軸端直徑選用de=32mm；安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表5-2確定所以高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計如下:中間軸（2軸）的設(shè)計選擇軸的材料及熱處理45號鋼，調(diào)質(zhì)軸的受力分析軸的受力簡圖如圖（a）所示。(a)（a(a)（a）軸的受力簡圖；（b）軸在水平面內(nèi)的受力分析；（c）軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖；(b)(c)圖中=177mm；；；；計算齒輪的嚙合力軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。92327.34N·mm136741N·mm軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。10195.41N·mm=-15635.07N·mm26908.83N·mm求支承反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖=1821.34N=2382.30N軸向力，故得擬用深溝球軸承，并采用兩端固定組合方式，故軸向力作用在軸承B上。92888.56N·mm93461.82N·mmN·mm=112329.53N·mm軸的初步設(shè)計由文獻[2]表15-1和15-3查表得：45號鋼調(diào)質(zhì)處理，取折算系數(shù)≈0.6由式所以26.99mm29.77mm在軸C、D段開有二個鍵槽，直徑增大4%，28.07mm，30.96mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表5-2確定按經(jīng)驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑D(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×118=35.4～41.3mm。取減速器中間軸的危險截面的直徑=40mm；減速器中間軸的結(jié)構(gòu)圖。。112329.5392888.5693461.82112329.5392888.5693461.82、=3\*GB3③低速軸（3軸）的設(shè)計選擇軸的材料及熱處理45號鋼，調(diào)質(zhì)受力簡圖V面受力簡圖H面內(nèi)的受力簡圖=177mm；；；計算齒輪的嚙合力求水平面內(nèi)的支承反力，軸在水平面內(nèi)的受力簡圖如（b）所示。NN116240.21N·mm求垂直面內(nèi)的支承反力，軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（c）所示。NN42298.58N·mm求支承反力，合成彎矩，轉(zhuǎn)矩=980.93N=2114.55N123697.03N·mm396969N·mm軸的初步設(shè)計由文獻[2]表15-1和15-3查表得：取折算系數(shù)≈0.6由式所以35.76mm在軸C段開有1個鍵槽，直徑增大4%，37.19mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計按經(jīng)驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑=(0.3～0.35)a=(0.3～0.35)×170=51～59.5mm。安裝齒輪，聯(lián)軸器處軸肩結(jié)構(gòu)尺寸參考文獻[1]的表5-2確定取減速器中間軸的危險截面的直徑=56mm；減速器低速軸的結(jié)構(gòu)圖:396969123697.034396969123697.0344、減速器滾動軸承的選擇高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，考慮到平衡斜齒輪產(chǎn)生的軸向力軸承類型選擇角接觸球軸承。軸承的預(yù)期壽命為h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力N軸向力N基本額定動載荷KN，基本額定靜載荷KN軸承工作轉(zhuǎn)速r/min初選滾動軸承6206GB∕T276－94(參見附錄E-2)e=0.21X=0.56Y=2.09,徑向當量動載荷因為<所以選深溝球軸承6206GB∕T276－94滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=72mmB=19mm中間軸（2軸）上滾動軸承的選擇選擇角接觸球軸承，軸承的預(yù)期壽命為h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力N軸向力N工作轉(zhuǎn)速r/min初選軸承6307GB∕T276－94(參見附錄E-2)基本額定動載荷33.2KN基本額定靜載荷19.2KNe=0.205X=1Y=2徑向當量動載荷因為<所以選深溝球軸承6307GB∕T276－94滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=80mmB=21mmmm低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇選擇深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命為h。由前計算結(jié)果所知，軸承所受徑向力N工作轉(zhuǎn)速r/min初選軸承6239GB∕T276－94(參見附錄E-2)基本額定動載荷31.5KN徑向當量動載荷因為<所以選深溝球軸承6239GB∕T276－94滿足要求。相關(guān)數(shù)據(jù)如下：D=85mmB=19mmmm六、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇高速軸（1軸）由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=24.42N·m，工作轉(zhuǎn)速r/min選擇工作情況系數(shù)K=1.75計算轉(zhuǎn)矩N·m選A型普通平鍵：初選鍵：b=8mm，h=7mm，L=34mm參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表4-3-16，<[σ]MPa<[τ]MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=112.33N·m選A型普通平鍵。高速極大齒輪連接鍵：初?。篵=12mm，h=8mm，L=3鍵12×32GB1096—79參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表4-3-16，<[σ]MPa<[τ]MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。低速級小齒輪：初取：b=12mm，h=8mm，L=56鍵12×80GB1096—79參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表4-3-16，<[σ]MPa<[τ]MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。低速軸（3軸）上鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇由前面的計算結(jié)果知：工作轉(zhuǎn)矩T=396.96N·m齒輪連接處選A型普通平鍵：初?。篵=16mm，h=10mm，L=50鍵16×50GB1076—79參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表4-3-16，<[σ]MPa<[τ]MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。聯(lián)軸器設(shè)計，由前面的計算結(jié)果知：選擇工作情況系數(shù)K=1.75計算轉(zhuǎn)矩N·m選HL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按文獻[6]中表17-9，選用HL4聯(lián)軸器，型號為:GB4323—84。許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250N·m,許用轉(zhuǎn)速[n]=4000r/min.因<[T],n<[n],故該聯(lián)軸器滿足要求。聯(lián)軸器處選A型普通平鍵初取：b=10mm，h=8mm，L=74mm，鍵10×74GB1076—79參考文獻[5]表4-3-18，[σ]=110MPa，[τ]=90MPa由表4-3-16，<[σ]MPa<[τ]MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。七、減速器箱體及附件的設(shè)計箱體有關(guān)尺寸：箱體壁厚：箱蓋壁厚：箱座凸緣厚度：箱蓋凸緣厚度：箱座底凸緣厚度：箱座上的肋厚：箱蓋上的肋厚：地腳螺栓直徑：地腳螺栓數(shù)目：螺栓通孔直徑：螺栓沉頭座直徑：地腳凸緣尺寸：軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：螺栓通孔直徑：螺栓沉頭座直徑：剖分面凸緣尺寸：上下箱聯(lián)結(jié)螺栓直徑：螺栓通孔直徑：螺栓沉頭座直徑：剖分面凸緣尺寸：定位銷直徑：軸承旁凸臺半徑：大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離箱體外壁至軸承座端面距離剖分面至底面高度：軸承蓋：1軸：2軸：3軸：八、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇齒輪采用脂潤滑,工業(yè)閉式齒輪油，GB5903-95，粘度牌號：L-CKB150，運動粘度135～165mm/s(40℃)，傾點-8℃,粘度指數(shù)大于90軸承采用脂潤滑,通用鉀基潤滑脂，GB7324-94，代號1號，滴點大于170℃mm（25℃，150g）密封用氈圈密封。九、設(shè)計小結(jié)在此次的機械課程設(shè)計中，通過對減速器的設(shè)計，我有了很多的收獲。首先，通過這一次的課程設(shè)計，我進一步鞏固和加深了所學的機械設(shè)計基本理論、基本概念和基本知識，培養(yǎng)了自己分析和解決與本課程有關(guān)的具體機械所涉及的實際問題的能力。對減速器的所有組件都有了更加深刻的理解，為后續(xù)課程的學習奠定了堅實的基礎(chǔ)。而且，這次課程設(shè)計過