機(jī)械課程設(shè)計二級齒輪減速器

1、1.1課程設(shè)計說明21.2課程設(shè)計任務(wù)書21.2.1運(yùn)動簡圖21.2.2原始數(shù)據(jù)31.2.3已知條件31.2.4設(shè)計工作量：3第二章減速器設(shè)計步驟4電動機(jī)的選擇4選擇電動機(jī)的類型5選擇電動機(jī)的容量5確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速6確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比7分配減速器的各級傳動比7計算各軸的動力和動力參數(shù)7傳動零件的設(shè)計計算102.3.1 V帶設(shè)計10齒輪設(shè)計：12減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計17軸的設(shè)計及效核18初步估算軸的直徑18聯(lián)軸器的選取18初選軸承19軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷）19低速軸的校核20軸承的壽命計算24鍵連接的選擇和計算26減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇27齒輪傳動的潤滑27潤滑油牌號選

2、擇27密封形式27設(shè)計總結(jié)28第一章 任務(wù)書本次設(shè)計為課程設(shè)計，通過設(shè)計二級齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的基本過程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計，材料，運(yùn)動，力學(xué)知識為基礎(chǔ)，以機(jī)械設(shè)計、機(jī)械原理、機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊、制造技術(shù)基礎(chǔ)、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書以及各種國標(biāo)為依據(jù)，獨立自主的完成二級減速器的設(shè)計、計算、驗證的全過程。親身了解設(shè)計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨立自主的完成設(shè)計過程，為畢業(yè)設(shè)計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。課程設(shè)計題目1：帶式運(yùn)輸機(jī).1運(yùn)動簡圖1.22原始數(shù)據(jù)題 號參 數(shù)12345678910運(yùn)輸帶工作拉力F（

3、KN）456運(yùn)輸帶工作速度v（m/s）1.71.61.5滾筒直徑D（mm）400450400400400450450450450450每日工作時數(shù)T（h）16161616161616161616使用折舊期（y）88888888883、已知條件：1、工作情況：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運(yùn)輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35°C；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。4

4、、設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設(shè)計說明書1份。第二章 減速器設(shè)計步驟1、組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)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(jī)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：選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三機(jī)籠型電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。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；其中：為V帶的效率,3為閉式齒輪傳動效率，為聯(lián)軸器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失)。選擇電動機(jī)的容量負(fù)

5、載功率: 折算到電動機(jī)的功率為:2.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理范圍為，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為×n（16160）×80.681290.8812908.80r/min?？晒┻x擇電機(jī)有：序號電動機(jī)型號額定功率Kw滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y160M1-21129302Y160M-41114603Y160L-6119704Y180L-811730綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可以選擇的電機(jī)型號為Y160M-4，其主要性能如上表的第2種電動

6、機(jī)2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.1分配減速器的各級傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為×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/按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由展開式曲線查得，則。計算各軸的動力和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 軸： 軸： 軸：/ 卷筒軸：=（2）各軸輸入功率軸：××軸：×2×××軸：×2××× 卷筒軸：×2&#

7、215;4××各軸輸入轉(zhuǎn)矩=×× N·m電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550×·m所以:軸： ××××0.96=142.70 N·m軸：××××××0.941=355.07 N·m軸：××××××0.941=880.34 N·m卷筒軸：=××××0.99=820.12 N·m運(yùn)動和動力

8、參數(shù)計算結(jié)果整理表如下：軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)距T/N*M轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸1460軸軸軸1卷筒軸12. V帶設(shè)計（1）、已知條件和設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪（2）、設(shè)計步驟：1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件載荷平穩(wěn)，由表5.51查得=1.2，計算功率為 2）、選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.141 選用A型帶。3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速v初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.41和表5.61，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。驗算帶速

9、 v由于5 m/s< v < 25 m/s ，故帶速合適。4）、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由,傳動比,有×mm，根據(jù)表5.61，取=280 mm5）確定V帶的中心距 ,并選V帶的基準(zhǔn)長度確定小帶輪中心距根據(jù)式5.181 0.55(+2(+)=810初定中心距=520mm。計算相應(yīng)的帶長由表5.21選帶的基準(zhǔn)長度=1400mm計算實際中心距a及其變動范圍中心距的變化范圍為6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。7）、計算帶的根數(shù)計算單根V帶的額定計算功率，由 和，查表5.31得P0kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取6根。8）確定帶的最小初拉力由表5.11得A型帶的單

10、位長度質(zhì)量 q=0.10 kg/m,9)計算帶傳動的壓軸力Fp壓軸力的最小值為(3) 把帶傳動的設(shè)計計算結(jié)果記入表2-4中表2-4 帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型A中心距小帶輪直徑125包角大帶輪直徑280帶長1400帶的跟數(shù)6初拉力帶速壓軸力2.齒輪設(shè)計：一、高速級齒輪傳動計算已知條件：輸入功率=9.48kw,小齒輪轉(zhuǎn)速傳動比,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。由表6.11選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3）選擇小齒輪齒數(shù)=32

11、，大齒輪齒數(shù)=×,取=90。4）由1142頁，初選螺旋角=14°。(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由1公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計公式為1)確定上公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1，由1134頁得=1，。由1公式（6.2）得載荷系數(shù) K= =1×1×1.1×計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55×=×9.55×=×Nmm由表6.81選取齒寬系數(shù)=1。=700 MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60j=60××1×(16×250

12、15;8)=×109=×108取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則=1×700=700MPa=×550=660 MPa查1中：圖6.12,得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.433。參考1中143頁,取Z=0.86；Z=0.985；=189.8 MPa。4許用接觸應(yīng)力= 660 MPa2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得76mm計算齒輪模數(shù)mn= mm；查手冊取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3mm計算齒輪幾何參數(shù) mmd2=i·d1×98.969=278.103 mm中心距： mm圓整中心距為5、0

13、結(jié)尾的數(shù)，取a=190mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=°齒輪寬度：因為b=d=1×= mm，故取b1=70mm；b2=65mm計算圓周速度，確定齒輪精度V= m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核由1公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為1)確定校核公式中的計算參數(shù)載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到）K= =1×1×1.1×參考1中143頁取螺旋角影響系數(shù)；參考1中137頁取重合度系數(shù)Y5計算當(dāng)量齒數(shù)=查取齒形系數(shù), =查取應(yīng)力校正系數(shù)=, =計算彎曲疲勞許用應(yīng)力查1中圖6.15(b)得小齒

14、輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim1=280MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限Flim2=220MP查取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=YN2=1，查則1=200 MPa2= MPa2）校核計算=MPaMPa因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。二、低速機(jī)齒輪傳動計算三、圓柱齒輪傳動參數(shù)表各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計算結(jié)果如下表2-5 圓柱齒輪傳動參數(shù)表名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm195傳動比i模數(shù)mnmm3螺旋角°端面壓力角°2020嚙合角°2020齒數(shù)z32902998分度圓直徑dmm89.046節(jié)圓直徑dmm89.046齒頂圓直徑damm304.96

15、齒根圓直徑dfmm齒寬bmm60529287螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS280240280240表2-6 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機(jī)蓋與座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑16、到外箱壁距離26、22 、18、至凸緣邊緣距離24、16軸承旁凸臺半徑24凸臺高度由結(jié)構(gòu)確定外箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱

16、壁距離10箱蓋、箱座肋厚、7、7軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度10軸承旁聯(lián)接螺栓距離80初步估算軸的直徑在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計之前，應(yīng)首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：P軸所傳遞的功率，kw； n軸的轉(zhuǎn)速，r/min;A由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得A=103126，則 I 軸 = mm 軸= mm 軸= mm將各軸圓整為=30mm , =40 , =50 mm。聯(lián)軸器的選取 軸I段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于

17、本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,由表10.11查得：工作情況系數(shù),由表8.53查得：選用LT9型彈性注銷聯(lián)軸器 LT9型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1000N·m軸孔長度112mm(Y型)孔徑=50mm表2-7聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩N·m許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kg·m2許用補(bǔ)償量軸向徑向角向LT91000285050112250±102.5.3初選軸承I 軸選軸承為：7006AC； 軸選

18、軸承為：7007AC； 軸選軸承為：7012AC。所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表2-8 軸承的型號及尺寸軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNammdDBdnDa動載荷Cr靜載荷Cor7006AC30551336497007AC35621441567012AC60951867882.5.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷）一 低速軸的結(jié)構(gòu)圖圖2-2 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度（1）I段與聯(lián)軸器配合取=50,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=102。（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，由表7-123氈圈油封的軸頸取=55

19、mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。（3）軸肩為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=60mm考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=31mm。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=66mm, =69mm。(5)軸肩V為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證10mm ,取= 78mm，=8mm。（6）VI 段安裝齒輪，取=70 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm(7)VII 齒輪右端用套筒定位，=66mm , =15mm(8)軸肩V間安裝角接觸球軸承為7012AC 取=60mm，根據(jù)箱體

20、結(jié)構(gòu) 取=24（9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-13查得平鍵b×h=20×12（GB1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵b×h=16×10，鍵長選擇90。×45°。二、中速軸尺寸圖2-3 中速軸結(jié)構(gòu)簡圖三、高速軸尺寸圖2-4 高速軸結(jié)構(gòu)簡圖2.低速軸的校核由于低速軸上所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計算。（1） 軸強(qiáng)度的校核計算1）軸的計算簡圖圖2-5 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。將軸簡化為如下簡

21、圖圖2-6軸的計算簡圖（2）彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。已知 Nm,= Nm，齒輪分度圓直徑d=300.94,對于7012AC型軸承，由手冊中查得a=27,得到做為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=48+120=168mmNNN載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面總彎矩從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的彎矩值列下表 表2-9 截面C彎矩值數(shù)據(jù)表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩總彎矩扭矩T×N·mm（3）扭矩圖 如圖2-7（4）校核軸的強(qiáng)度 取=0.6，由表15.12查得

22、=60MPa，由表4-13查得t=6mm MPa=60MPa圖2-7 軸的載荷分析圖壽命計算（1）低速軸軸承壽命計算1）預(yù)期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。預(yù)期壽命=8×250××h2）壽命驗算圖2-8 軸承的受力簡圖軸承所受的徑向載荷,，當(dāng)量動載荷和低速軸選用的軸承7012AC ,查表8.61得到已知，溫度系數(shù)=1（常溫）由表6-63得到查表8.51得到e=0.68, ,驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力驗算×h所以所選軸承可滿足壽命要求。（1）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接1） 選擇類型及尺寸 根據(jù)d=70mm,L=87mm,選用A型，b×h=20×12,L=70mm2）鍵的強(qiáng)度校核鍵的工