課程設計-2級減速器設計說明書

1、學校代碼： 10128學 號：201130102008專業(yè)綜合設計說明書 題 目：二級減速器學生姓名：鈕磊學 號：201130102008 班 級：機電11-4班指導教師：那日蘇 講師 2014年 7 月 9 日機械課程設計目 錄一 課程設計書 2二 設計要求 2三 設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 22. 電動機的選擇 33. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 44. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 45. 設計V帶和帶輪 56. 齒輪的設計 57. 滾動軸承和傳動軸的設計 148. 鍵聯(lián)接設計 199. 箱體結構的設計 1910.潤滑密封設計 2211.聯(lián)軸器設計 22四 UG建模

2、23一. 課程設計書設計課題:設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,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),工作拉力6000N，傳送帶線速度0.9，卷筒直徑300mm，電機轉速1430-960.表一: 二. 設計要求以 “機械設計”課程設計中二級減速器裝配圖內(nèi)容為設計參數(shù)，F(xiàn)(N)V(m/s)D(mm)n(輸出)n(電機)i(總)P(電機)60000.930057.32143025.127.1課文 對所設計二級減速器裝配圖進行零件測繪獲得實體建模參數(shù)并建模。將實體零件根據(jù)裝配圖要求進行虛擬裝配與運動仿真，之后將輸

3、出軸進行運動學分析。要求實體裝配圖一張，運動仿真視頻，課程設計說明書。工作期限為2周。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案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. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯(lián)接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯(lián)軸器設計1.傳動裝置總體設計方案: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：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：

4、圖一:(傳動裝置總體設計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。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0.96×××0.97×0.960.759；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/6000×0.9/1000×0.7597.1kW, 執(zhí)行機構的曲柄轉速為n=57.32r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i

5、24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為ni×n（16160）×57.32917.129171.2r/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，滿載轉速1440 r/min，同步轉速1500r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-441500144047023016.152.37.023.確定傳動裝置的總傳動比

6、和分配傳動比（1）       總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n1440/57.3225.12（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，初步取2.3，則減速器傳動比為25.12/2.310.92根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為3.9，則2.84.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速  1440/2.3626.09r/min 

7、60;626.09/3.9160.54r/min   / 160.54/2.8=57.34 r/min=57.34 r/min（2）各軸輸入功率×7.1×0.966.82kW  ×2×6.82×0.98×0.956.35kW  ×2×6.35×0.98×0.955.91kW×2×4=5.91×0.98×0.975.62kW則各軸的輸出功率：  ×0

8、.98=6.68 kW×0.98=6.22 kW×0.98=5.79kW×0.98=5.51 kW（3） 各軸輸入轉矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×7.1/1440=47.09 N·所以: ×× =47.09×2.3×0.96=103.97 N·m×××=103.97×3.9×0.98×0.95=377.5 N·m×××=377.5

9、5;2.8×0.98×0.95=984.07N·m=××=984.07×0.95×0.97=906.82 N·m輸出轉矩：×0.98=101.89 N·m×0.98=369.95 N·m×0.98=964.39N·m×0.98=888.68 N·m運動和動力參數(shù)結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸7.147.0914301軸6.826.68103.97101.89626.092軸6.356.223

10、77.5369.95160.543軸5.915.79984.07964.3957.344軸5.625.51906.82888.6857.346.齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算 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質，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=i×Z=3.9×24=93.6 取Z=94 齒輪精度按

11、GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(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計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）=1.4425×10hN= =3.68×10h #(3.92為齒數(shù)比,即3.92=)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,應用公式10-12得:=0.93×

12、;550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應力 查課本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×6.82/626.09=1.04×10N.m3.設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=63mm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 =2.25×2.00=4.50 = =14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, 查課本由圖10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課

13、本由表10-3得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×63=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 =1×1.07×1.2×1.42=1.82按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=63×=48.07計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式0 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉矩103.97kN·m   確定齒數(shù)z因為是

14、硬齒面，故取z24，zi z3.9×2493.6傳動比誤差  iuz/ z94/243.92i0.0395，允許      計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos94/ cos14103.3       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   

15、60;   載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73       查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表10-5得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.151 應力校正系數(shù)Y1.596  Y1.80       重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/94）×cos141.663arctg（tg/cos）arctg（t

16、g20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.816       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 2.50,Y10.71       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天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2

17、N1/u6.255×10/3.921.6×10查課本由表10-20c得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由圖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. 設計計算 計算模數(shù)對比計算結果，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

18、為標準模數(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=48.07來計算應有的齒數(shù).于是由:z=29.7 取z=30那么z=3.92×30=117.6 取z=118 幾何尺寸計算計算中心距 a=152.53將中心距圓整為153按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=61.84d=243.22計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，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=2.8

19、×30=84 圓整取z=84. 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應力循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×160.54×1×(2×8×300×8)=3.7×10 N=1.32×10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

20、-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,則接觸疲勞許用應力=0.98×550/1=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=95.5×10×=95.5×10×6.35/160.54=37.8×10N.m =89.12. 計算圓周速度 0.753. 計算齒寬b=d=1×89.1=89.14. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.91=6.55 =89.1/6.5

21、5=13.65. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×89.1=1.428使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=1×1.04×1.2×1.428=1.7827. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=89.1×計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）      

22、計算小齒輪傳遞的轉矩377.5kN·m（2）       確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z30，zi ×z2.8×3084傳動比誤差  iuz/ z84/302.8i0.0325，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）    

23、0; 載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當量齒數(shù)       zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos84/ cos1289.757由課本表10-5查得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(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

24、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,并加以比較                  大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數(shù)對比計算結果，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圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲

25、勞強度算得的分度圓直徑d=98.98來計算應有的齒數(shù).z=32.27 取z=32z=2.8×32=89.6 取z=90 初算主要尺寸計算中心距 a=187將中心距圓整為187 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=98.14d=276.03 計算齒輪寬度圓整后取 低速級大齒輪如上圖：V帶齒輪各設計參數(shù)附表1.各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪2.33.92.8 2. 各軸轉速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)626.09160.5457.3457.343. 各軸輸入功率 P（kw）（kw）（k

26、w）(kw)6.82 6.355.915.624. 各軸輸入轉矩 T(kN·m)(kN·m)(kN·m) (kN·m)103.97377.5984.07906.82 7.傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計11. . 求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=5.91KW =57.34r/min=984.07Nm. 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =276.03 而 F= F= F F= Ftan=7130.17×0.210186=1498.66N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

27、本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,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,選取因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT10型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為2000Nm,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

28、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 標準精度級的單列角接觸球軸承7014C型. 2. 從動軸的設計 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7014C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構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加

29、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)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設計手冊對于7014C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. 從動軸的載荷分析圖:6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調質處理。查表15-1得=60MP 此軸合理安

30、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力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面的應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上雖然應力最大,但是應力集中不大,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需驗證即可. 截面左側?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面的右側

31、的彎矩M為 截面上的扭矩為 =311.35截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力 =軸的材料為45鋼。調質處理。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截面左側的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =K=K=所以 綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62

32、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，應用平鍵.根據(jù) d=55 d=65查表6-1?。?鍵寬 b=14 h=9 =40 b=14 h=9 =75校和鍵聯(lián)接的強度 查表6-2得 =110MP工作長度 40-14=2675-14=61 與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=9K=0.5 h=9由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵2：14×40 A GB/T1096-1979鍵3：14×75 A GB/T1096-19799.箱體

33、結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，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)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.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，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因