北航机械设计说明书_齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目 齿轮减速器 航空科学与工程 院（系） 100516 班 设计者 刘志兵 学 号 10051256 指导教师 孙明磊 2013 年 5 月 4 日 北京航空航天大学 前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对一级减速器传动装置设计的说明，（减速器）使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。目录前言2机械零件课程设计任务书4一、题目：设计（带式运输机的传动装置）齿轮减速器（编号14）4二、设计任务4三、具体作业4主要零部件的设计计算5一、传动方案的确定5二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数51电动机的选择52传动比分配63各级传动的动力参数计算64将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表7三、传动零件的设计、计算71.V带传动的设计72带的参数尺寸列表93减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计9四、轴的设计与校核131轴的初步设计132I轴的校核133II轴的校核15五、键联接的选择与校核171I轴外伸端处键联接172I轴与大齿轮配合处键联接173II轴外伸端处键联接174II轴与大齿轮配合处键联接18六、轴承的选择与校核191、高速轴承192、低速轴承19七、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明20八、箱体结构相关尺寸20九、减速器附件列表21十、参考资料21机械零件课程设计任务书一、题目：设计（带式运输机的传动装置）齿轮减速器（编号14）传动装置简图如右图所示。1运输机的数据：运输带的工作拉力F=1500 (N)运输带的工作速度V=1.7 (m/s)运输带的滚筒直径D=280 (mm) (附：运输带绕过滚筒的损失用效率计，取效率=0.97）。) 2工作条件：空载启动、连续、单向运转、载荷平稳。3使用期限及检修期间隔：工作期限为10年，每年工作365日，每天工作16小时；T=58400h4生产批量及生产条件：只生产几台，无铸钢设备。1电动机；2V带传动;3减速器（斜齿）；4联轴器；5带式运输机；二、设计任务1选出电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计该减速器；4选出联接减速器输出轴与运输机轴的联轴器。三、具体作业1减速器装配图一张；2零件工作图两张（大齿轮、输出轴）；3说明书一份。主要零部件的设计计算一、传动方案的确定项目-内容设计计算依据和过程计算结果优点：缺点：采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。（2）带传动有减震和过载保护功能。（1）外形尺寸大，传动比不恒定。（2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数项目-内容设计计算依据和过程计算结果1电动机的选择工作机所需功率传动效率实际需要功率工作机转速电动机转速由于带传动的传动比，减速器，所以电动机的转速范围r/min。常用的电动机转速为750r/min、1000r/min和1500r/min，而选用1500r/min较为经济。综上，电动机型号可选为Y100L2-4 型，其额定功率为3kW，满载转速1420r/min。Y100L2-4型额定功率3kW满载转速1420r/min2传动比分配总传动比带传动比减速器传动比由取则3各级传动的动力参数计算各轴转速（分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）各轴输入功率各轴输入转矩4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表轴名功率P/kW转矩T/kN·mm转速r/min传动比i输入输出输入输出电机轴2.9719.9714203高速轴2.8557.5473.34.08低速轴2.737225.331161卷筒轴2.68220116三、传动零件的设计、计算项目-内容设计计算依据和过程计算结果1.V带传动的设计工作系数KA查表4-7得KA=1.0电动机计算功率PcV带型号由，查图4-15，选用A型普通V带A型普通V带大小带轮基准直径d2，d1取d1=90mm，则取d2=265mmd1=90mmd2=265mm验证V带带速带速，v在525m/s之内，合适。v=6.69m/sV带基准长度Ld和中心距a中心距初步选取中心距a0=400mm得带长查表4-2，取Ld=1400mm，得实际中心距，圆整取411小带轮包角的验算合适。单根普通V带的基本额定功率由n满=1420r/min及d1=90mm，查表4-3得，传动比ii=2.94额定功率增量查表4-4得，包角修正系数由，查表4-9得，带长修正系数由Ld=1400mm，查表4-2得V带根数z圆整，取z=3根数单根V带的初拉带的单位质量：q=0.1kg/mq=0.1kg/m力F0传动带在轴上的作用力FQ带轮结构大带轮采用腹板式，小带轮采用整体式。2带的参数尺寸列表A型带小带轮直径d1/mm大带轮直径d2/mm中心距a/mm带长Ld/mm902654111400带根数z初拉力F0/N轴上载荷FQ/N3126.3740.53减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计材料选择由于对传动要求不高，故大小齿轮选用软齿面。小齿面选用40Cr调质处理，硬度HB=241286HBS大齿面选用45号钢调质处理，硬度HB=229286HBS小齿面硬度比大齿面大20HBS左右，符合要求。同侧齿面精度等级选8级精度小齿面选用40Cr调质大齿面选用45号钢调质（1）按齿面接触疲劳强度初步计算接触极限查图11-7，取小齿轮接触疲劳极限大齿轮接触疲劳极限安全系数SH取SH=1.05SH=1.05许用接触应力HP1=0.9Hlim1=639MPaHP2=0.9Hlim2=522MPaHP1=639MPaHP2=522MPa载荷系数K取K=1.4K=1.4齿宽系数Ad中型减速器，取估计13 Ad=756大小齿轮齿数z2，z1取小齿轮齿数z1=28，则大齿轮齿数z1=28z2=117实际传动比i初步计算小齿轮直径d1初步齿宽b接触应力d1Ad3KT1dHP2i+1i=756×31.4×56.91.2×52224.17+14.17=49.8mmb=dd1=60mmH=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=12Z1tana1-tana+Z2tana2-tana=arctan(tanncos)a1=arccosd1cosda1=arccos50×cos20.378°50+2×1.75=28.826°a2=arccosd2cosda2=arccos208.962×cos20.378°208.962+2×1.75=22.784°=bsinmn=2.18Z=1=0.79Z=cos=0.99Ft=2T1d1=2276Ncosb=coscosncos=0.982KH=KF=cos2b=1.66查表2-9，KH=1.44故H=670MPad1=49.8mm取d1=50mmb=60mmZH=2.47 ZE=189.8=1.60=2.18Z=0.79Z=0.99KA=1.35Kv=1.1H=670MPa模数mnmt=d1z1=50/28=1.786查表2-4，取mn=1.75mm=arccosmnmt=arccos1.751.786=11.523°d1=mtz1=1.786×28=50.008d2=mtz2=1.786×117=208.962a=(d1+d2)2=50.008+208.9622=129.485mm圆整取a=130mm由得=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(28+117)×1.752×130=12.588°=12.588mn=1.75mm确定中心距a合理分度圆直径d1，d2接触应力验算取最小安全系数SHlim总工作时间th=10×365×16=58400h盈利循环次数单向运转=1NL1=60n2th=60×1×473.3×58400=1.66×109h NL2=NL1i2=1.66×1094.17=3.98×108取接触寿命系数ZNT齿面工作硬化系数ZW=1.2-HB2-1301700=1.14接触强度尺寸系数ZX润滑油膜影响系数取值由公式HP=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim得HP1=778MPa HP2=680MPaSHlim=1.05th=58400hNL1=1.66×109NL2=3.98×108ZNT1=1.04ZNT2=1.09ZW1=ZW2=1.14ZX1=ZX2=1.0ZL1=ZL2=1.0ZR1=ZR2=1.0ZV1=ZV2=1.0HP1=778MPaHP2=680MPaH<HP1H<HP2合格（2）校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数zv1，zv2齿向载荷分配系数齿型系数YF1，YF2应力修正系数重合度系数Y螺旋角系数Ybh=601.75×2.25=15.2取YF1=2.58，YF2=2.15YSa1=1.62YSa2=1.83Y=0.25+0.75cos2bY=0.89KF=1.46YF1=2.58YF2=2.15YSa1=1.62YSa2=1.83 Y=0.70Y=0.89验算弯曲强度由图取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由表取最小安全系数SFmin由表确定尺寸系数YX由图确定弯曲寿命系数YNT另外取值如右FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlimFlim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.87YNT2=0.89YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=1.0YRrelT1=YRrelT2=1.0FP1=417.6N/mm2FP2=384.5N/mm2验算F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mnF1=203MPaF2=191MPa合格（3）齿轮其他传动的参数端面压力角齿顶高ha齿根高hf全齿高h顶隙cha=mn=1.75mmhf=1.25mn=2.19mmh= ha+ hf=3.94mmc= hf-ha=0.44mmha= 1.75mmhf=2.19mmh= 3.94mmc= 0.44mm齿轮结构大齿轮为腹板式（4）齿轮传动参数列表中心距a/mm模数mn/mm螺旋角端面压力角t1301.7512.588°2038°齿数齿宽/mm分度圆直径/mmz1z2b1b2d1d228117646050.207209.79齿高/mm齿顶圆/mm齿根圆/mmhahfda1da2df1df21.752.1953.7145.8367.94205.41（5）大齿轮结构简图（见零件图）（6）大齿轮结构尺寸参数列表ds(mm)dh=1.6ds(mm)lh=(1.21.5)ds(mm)b(mm)6096取7060c=0.3b(mm)=(2.54)mn(mm)d0(mm)d(mm)取16取816040四、轴的设计与校核项目-内容设计计算依据和过程计算结果1轴的初步设计材料选取选用45号钢，调质处理45号钢调质初估最小直径I轴：II轴：考虑I轴上有单键故d增加3%，d1=20.38×1+0.03=21.0mm，取d1=22mm考虑II轴连接联轴器，根据联轴器的标准，选取d2=35mmdI=22mmdII=35mm初选轴承I轴轴承选用6307，d=62mm，B=16mmII轴选用6309，d=80mm，B=21mmI轴选用6206II轴选用6307轴的结构设计根据轴上零件的定位及轴承等零件的标准确定轴结构如下：2I轴的校核切向力径向力轴向力垂直面：水平面：由受力分析知FAV=665N FBV=702N FAH=168N FBH=346N MVC=50544Nmm MHC=24912Nmm Mc=MV2+MH2=56350Nmmb=600MPa -1b=55MPa 0b=95MPa=-1b0b=5595=0.579脉动危险截面的校核Mec=Mc2+T12=63142Nmmbc=Mec0.1d3=Mec0.1×303=23.4MP<-1b安全I轴结构合理3II轴的校核大齿轮受力切向力径向力轴向力垂直面水平面由受力分析可知：FAV=639N FBV=672N FAH=477.3N FBH=-15.7N MVC=53088Nmm MHC=37707NmmMHC'=1303NmmMC=MVc2+MHC2=65117Nmmb=600MPa -1b=55MPa 0b=95MPa=-1b0b=5595=0.579脉动危险截面的校核Mec=Mc2+T12=63142Nmmbc=Mec0.1d3=Mec0.1×303=23.4MP<-1b合格MVC=53088Nmm MHC=37707NmmII轴结构合格五、键联接的选择与校核项目-内容设计计算依据和过程计算结果材料选择许用挤压应力选用45号钢，取45号钢1I轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据dI=22mm及外伸端长度，选择键6×40，其中b=6mm，h=6mm，L=40mm，t1=3.5mm，t2=2.8mm键6×40键的校核键选取合适2II轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据dII=35mm及外伸端长度，选择键10×70，其中b=10mm，h=8mm，L=70mm，t1=5.0mm，t2=3.3mm键10×70键的校核键选取合适3II轴与大齿轮配合处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据轴径d=60mm及台阶长度，选择键18×50，其中b=18mm，h=11mm，L=50mm，t1=7.0mm，t1=4.4mm键18×50键的校核满足要求键选取合适六、轴承的选择与校核项目-内容设计计算依据和过程计算结果1、高速轴承轴承主要性能参数轴承6307性能参数 Cr=33.2KN轴承受力情况FA=FAH2+FAV2,FB=FBH2+FBV2Fa=511.5N，FA=1520.4NFB=1148.2NFa=511.5NFFFaFA=0.36<e,查表8-7，得e=0.42X=1Y=0冲击载荷系数 fd=1.1,fd=1.1当量动载荷PA=fdFAPA=1672NFFFaFB=0<eX=1Y=0冲击载荷系数 fd=1.1,fd=1.1当量动载荷PB=fdFBPB=1263NPmaxP=maxPA,PBP=1672N轴承寿命L10h=16670nCrP =3L10=8.24*105h>5.8*104h合格2、低速轴承轴承主要性能参数轴承6309性能参数 Cr=52.8KN轴承受力情况FA=FAH2+FAV2,FB=FBH2+FBV2Fa=511.5N，FA=1415NFB=1145.5NFa=511.5N，FFFaFA=0.45>e,查表得e=0.19X=0.56Y=2.30冲击载荷系数 fd=1.1,fd=1.1当量动载荷PA=fd(XFA+YFa)PA=2165.7NFFFaFB=0<eX=1Y=0冲击载荷系数 fd=1.1,fd=1.1当量动载荷PB=fdFBPB=1260NPmaxP=maxPA,PBP=2165.7N轴承寿命L10h=16670nCrP =3L10=2.08*106h>5.8*104h合格七、联轴器的选择与计算项目-内容设计计算依据和过程计算结果联轴器的选择II轴外伸端需使用联轴器选用凸缘联轴器GYH4型(GB5843-2003)凸缘联轴器GYH4型HL3联轴器参数公称转矩Tn（N·m）许用转矩n(r/min)轴孔直径d（mm）224900035轴孔长度外径D(mm)轴孔类型键槽类型LL18260105YA八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明项目-内容设计计算依据和过程计算结果润滑方式齿轮线速度故齿轮选用油润滑，需油量2L左右，最高-最低油面相距15mm轴承采用脂润滑齿轮选用油池润滑轴承采用脂润滑润滑油牌号润滑脂牌号选用中负荷工业齿轮油代号220(GB5903-86)选用钠基润滑脂牌号ZN-3(GB492-89)220ZN-3密封形式机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封轴承端盖处的密封采用毡圈油封轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部九、箱体结构相关尺寸项目-内容设计计算依据和过程计算结果长×宽×高432mm×368mm×282mm机座壁厚机盖壁厚1机座凸缘厚b机盖凸缘厚b1机座底凸缘厚b2=8mm1=8mmb=1.5=12mmb1=1.51=12mmb2=2.5=20mm=8mm1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mm地脚螺栓直径df大齿轮顶圆与内机壁距离1小齿轮端面与内机壁距离2df=16.68mm1>1.2，取1=12mm2>，取2=15mmdf=16.68mm1=12mm2=15mm轴承与箱体内机壁距离3外机壁与轴承座端面距离l1I轴轴承端盖外径DIII轴轴承端盖外径DII轴承端盖凸缘厚t3=10mml1=47mmDI=115mmDII=135mmt=8.5mm3=10mml1=47mmDI=115mmDII=135mmt=8.5mm十、减速器附件列表名称及规格数量功能材料备注螺栓M16×1206轴承旁联接Q235AGB/T5783-2000 螺母M166轴承旁联接Q235AGB6710-2000垫圈6轴承旁联接65MnGB/T93-1987螺栓M10×354机座机盖联接Q235AGB/T5783-2000螺母M104机座机盖联接Q235AGB/T6710-2000垫圈4机座机盖联接65MnGB/T93-1987螺钉M88轴承端盖联接Q235AGB/T5783-2000垫圈2轴承端盖联结65MnGB/T93-1987启盖螺钉M101开启机盖Q235AGB/T5782-86螺钉M6×164窥视孔盖联接Q235AGB/T5782-86垫圈4窥视孔盖联结65MnGB/T93-1987销8×302定位35GB/T117-2000油标尺1标志油位组合件放油孔螺塞1放油孔联接Q235A通气孔螺塞1通气孔联接Q235A垫片2密封石棉橡胶纸油封2I轴端盖密封毡圈油封2II轴端盖密封毡圈十一、参考资料1.机械设计 王之栋 马纲 陈心颐 等编著 北京航空航天大学出版社 2011年8月第1版2.机械设计综合课程设计 王之栎 王大康 主编 机械工业出版社 2007年8月第2版