二级减速器课程设计说明书 .doc

1 设计任务书1.1设计数据及要求表1-1设计数据序号F(N)D(mm)V(m/s)年产量工作环境载荷特性最短工作年限传动方案719202650.82大批车间平稳冲击十年二班如图1-11.2传动装置简图图1-1 传动方案简图1.3设计需完成的工作量（1） 减速器装配图1张(A1)（2） 零件工作图1张（减速器箱盖、减速器箱座-A2）；2张（输出轴-A3；输出轴齿轮-A3）（3） 设计说明书1份（A4纸）2 传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案制造成本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方案结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案具有方案的优点，而且尺寸较小，但制造成本较高。上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案均为可选方案。对于方案若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故选方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3 电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用Y系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率卷筒3轴所需功率： = 卷筒轴转速： 3.2.2电动机的输出功率考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为传动装置的总效率： 取 所以所以 3.2.3确定电动机额定功率根据计算出的功率可选定电动机的额定功率。应使等于或稍大于。查机械设计课程设计表20-1得3.3选择电动机的转速由机械设计课程设计表2-1 圆柱齿轮传动的单级传动比为，故圆柱齿轮传动的二级传动比为，所以电动机转速可选范围为3.4电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以1500和1000r/min的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1：表3-1电动机技术数据方案电动机型号额定功率kW电动机转速r/min电动机质量kg总传动比同转满转总传动比高速级低速级1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.5表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案2，即所选电动机型号为Y112M-6。4传动装置运动和动力参数计算4.1传动装置总传动比的计算4.2传动装置各级传动比分配减速器的传动比 为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比，低速级的传动比。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算4.3.2高速轴运动和动力参数计算4.3.3中间轴运动和动力参数计算4.3.4低速轴运动和动力参数计算5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS，二者材料硬度差为46HBS。4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角。5.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即 （5-1）(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数2) 由以上计算得小齿轮的转矩3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4)计算应力循环次数5) 按接触疲劳寿命系数 6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1由 （5-2） 得故：7）查图选取区域系数。8）查图得，则（2） 计算：1) 求得小齿轮分度圆直径的最小值为2) 圆周速度： 3) 计算齿宽及模数：齿宽： 模数: 齿高: 4）计算纵向重合度：5) 计算载荷系数：根据, ,8级精度，查得 动载系数 ，,故载荷系数 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：7） 计算模数： 5.1.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为 （5-3）(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合度，从图中查得螺旋角影响系数2)计算当量齿数：3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;4)查图取弯曲疲劳寿命系数5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6)计算载荷系数K.7） 查取齿形系数.查表得 8） 查取应力校正系数.查表得 9） 计算大、小齿轮的并加以比较.大齿轮的数值大.（2）设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数，大齿轮齿数 ，取.这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.5.1.4. 几何尺寸计算（1）计算中心距：将中心距圆整为120mm.（2）修正螺旋角：值改变不多，故参数等不必修正。（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：取 5.2低速级齿轮传动设计计算5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级1）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。2) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS，二者材料硬度差为46HBS。3）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为，取。4）选取螺旋角。初选螺旋角。5.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2) 由以上计算得小齿轮的转矩3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4)计算应力循环次数5) 按接触疲劳寿命系数 7) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S=1由 得故：7）查图选取区域系数。8）查图得，则（2） 计算：1) 求得小齿轮分度圆直径的最小值为2) 圆周速度： 3) 计算齿宽及模数：齿宽： 模数: 齿高: 4）计算纵向重合度：5) 计算载荷系数：根据, ,8级精度，查得 动载系数 ，,故载荷系数 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：7） 计算模数： 5.2.3按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为(1)确定公式内的各计算数值1)根据纵向重合度，从图中查得螺旋角影响系数2)计算当量齿数：3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;4)查图取弯曲疲劳寿命系数5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6)计算载荷系数K.7） 查取齿形系数.查表得 8） 查取应力校正系数.查表得 9） 计算大、小齿轮的并加以比较.大齿轮的数值大.(1) 设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.87mm，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数，大齿轮齿数 .这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.5.2.4几何尺寸计算（1）计算中心距：将中心距圆整为153mm.（2）修正螺旋角：值改变不多，故参数等不必修正。（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：取 6轴的设计计算6.1高速轴的轴系结构设计6.1.1轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率，转速，转矩根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图6-1所示: 图6-1高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处理, 材料系数为120。所以,有该轴的最小轴径为: 此处最小直径显然是安装联轴器处的直径，选择半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由半联轴器孔径确定略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度取第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为，取端盖右端到联轴器左端距离为,端盖总宽度为，故第3段根据，预选轴承7206C ，、由轴承尺寸确定 第4段查得7206C型轴承的定位轴肩高度为，因此，取第5段齿顶圆直径齿宽第6段第7段（7mm为套筒宽度）6.1.2高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时。1计算轴承的径向载荷得、2计算轴承的轴向载荷得、，因此，故、3求比值、，因为角接触球轴承的最大值为0.56，故、均大于e。4初步计算当量动载荷P取为1.2，,5求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为7206C，它的额定动载荷分别为,故符合条件。6.2中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分六段,如图6-2所示:图6-2中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处理,取材料系数 。有该轴的最小轴径为: 因键槽开在中间，其影响不预考虑 标准化取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表6-2中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由轴承尺寸确定(轴承预选7207C)第2段由齿轮孔径决定，取略小于齿轮宽度，取第3段取第4段第5段 第6段6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图6-3所示:图6-3低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢,热处理调质处理,取材料系数 所以,有该轴的最小轴径为: 显然此段轴是安装联轴器的，选择TL7型联轴器，取半联轴器孔径为，故此段轴径为，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表: 表6-3低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段 (由联轴器宽度尺寸确定)第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为， 由端盖等因素确定，取第3段根据，预选轴承7210C，、由轴承尺寸确定 第4段 （为箱体内壁轴向距离，为轴承端面至箱体内壁距离）第5段第6段取安装齿轮处的轴直径，此段的长度略小于齿轮宽度，取第7段6.3.2低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示图6-4低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面C处的、的值列于下表：载荷水平面H崔直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6.3.3减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数C截面弯扭合成应力：()由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时。1）计算轴承的径向载荷得、2）计算轴承的轴向载荷得、，因此，故、3）求比值、，因为角接触球轴承的最大值为0.56，故、均大于e。4）初步计算当量动载荷P取为1.2，,5）求轴承应有的基本额定动载荷值初选的轴承为7210C，它的额定动载荷分别为,故符合条件。7 各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B6X6,键长28,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢(键) 、45钢(轴)7.2中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时, 键联结合格.7.3低速级处键的选择及校核低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选 键B16X10,键长56 GB/T1096联结处的材料均为: 45钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结合格7.4联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键12X8,键长70,GB/T1096联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45钢(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其该键联结合格.8联轴器的选择计算8.1输入轴端的联轴器选择计算8.1.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2载荷计算转矩，查得，故计算转矩为8.1.3型号选择TL3型弹性套柱销联轴器的许用转矩为，许用最大转速为6300，轴径为，电动机轴为，故不合用。TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63，许用最大转速为5700，轴径为，故合用。8.2输出轴的联轴器选择计算8.2.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2载荷计算转矩，查得，故计算转矩为8.2.3型号选择TL7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500，许用最大转速为3600，轴径为，故合用。9减速器箱体及其附件的设计9.1减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用M18×1.5油面指示器选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.59.2选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10×40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M6X12,材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X20,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8×20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB578286 M10×100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚 取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×153.05+1= 4.061取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×153.05+12=17.5098(取16) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×16=13.15 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d=(0.5-0.6)df =0.55×16=8.8(取10) (10)连接螺栓d的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径d3=(0.4-0.5)df=0.45×16= 7.2(取8) (12)定位销直径d=(0.7-0.8)d=0.8×10=8 (13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2510(15)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：12mm (16)齿轮端面与内箱壁间的距离：=15 mm (17)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (18)轴承端盖外径：D55.5d3整理成表9-1和表9-2表9-1 箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+3=8.98考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+388箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度b11.5112箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺栓直径df0.036a+1217.54地脚螺栓数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df12箱盖与箱座联接螺栓直径d 2(0.50.6)df10轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6定位销直径d(0.70.8) d 28轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准54外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+ (510)50大齿轮顶圆距内壁距离11.212齿轮端面与内壁距离215箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.565 m0.85=6.87轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d310轴承端盖外径D2D+(55.5) d3134螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离c1min13161822至凸缘边距离c2min11141620沉头座直径Dmin20242632表9-2 减速器零件的位置尺寸代号名称荐用值代号名称荐用值1大齿轮顶圆距内壁距离127箱底至箱底内壁得距离202齿轮端面与内壁距离 15H减速器得中心高1903轴承端面与内壁距离4L1箱体内壁至轴承座孔端面得距离584旋转零件间轴向距离22.72e轴承端盖凸缘的厚度85齿轮顶圆至箱体内壁得距离106大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离4510润滑与密封10.1齿轮的润滑 采用浸油润滑10.2滚动轴承的润滑 采用浸油润滑10.3润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。10.4密封方法的选取密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。11设计小结做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。在课程设计这段时间内，我又重新温习了以前学过的知识，发现忘了很多，以前也并没深入的去研究，只记得表面一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导,感谢老师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。特此感谢！12参考文献1 濮良贵 纪名刚.机械设计.第八版.高等教育出版社2 王昆 何小柏 汪信远.机械设计课程设计.高等教育出版社4 张龙.机械设计课程设计手册.北京：国防工业出版社，2006