課程設(shè)計-2級減速器設(shè)計說明書

1、學(xué)校代碼： 10128學(xué) 號：201130102008專業(yè)綜合設(shè)計說明書 題 目：二級減速器學(xué)生姓名：鈕磊學(xué) 號：201130102008 班 級：機電11-4班指導(dǎo)教師：那日蘇 講師 2014年 7 月 9 日機械課程設(shè)計目 錄一 課程設(shè)計書 2二 設(shè)計要求 2三 設(shè)計步驟 21. 傳動裝置總體設(shè)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(shè)計V帶和帶輪 56. 齒輪的設(shè)計 57. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 148. 鍵聯(lián)接設(shè)計 199. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 1910.潤滑密封設(shè)計 2211.聯(lián)軸器設(shè)計 22四 UG建模

2、23一. 課程設(shè)計書設(shè)計課題:設(shè)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(zhuǎn),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(zhuǎn)速1430-960.表一: 二. 設(shè)計要求以 “機械設(shè)計”課程設(shè)計中二級減速器裝配圖內(nèi)容為設(shè)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(shè)計二級減速器裝配圖進(jìn)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(jìn)行虛擬裝配與運動仿真，之后將輸

3、出軸進(jìn)行運動學(xué)分析。要求實體裝配圖一張，運動仿真視頻，課程設(shè)計說明書。工作期限為2周。三. 設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)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(shè)計V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計1.傳動裝置總體設(shè)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(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：

4、圖一:(傳動裝置總體設(shè)計圖)初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)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(hù)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(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)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(shè)計（一）高速級齒輪傳動的設(shè)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(diào)質(zhì)，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(shè)計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設(shè)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(yīng)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(yīng)用公式10-12得:=0.93×

12、;550=511.5 =0.96×450=432 許用接觸應(yīng)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(shè)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(yuǎn)=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(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式0 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)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(dāng)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(yīng)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(yīng)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(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160nkt60×271.47×1×8×300×2×86.255×10大齒輪應(yīng)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(shè)計計算 計算模數(shù)對比計算結(jié)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(shè)計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，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(shè)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(yīng)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(yīng)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(shè)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(shè)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(zhuǎn)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(dāng)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(yīng)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(shè)計計算. 計算模數(shù)對比計算結(jié)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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(shè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計1. 傳動軸承的設(shè)計11. . 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)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(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機械設(shè)計手冊選取LT10型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7014C型. 2. 從動軸的設(shè)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(jìn)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(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)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(yīng)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(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查機械設(shè)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(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)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(yīng)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(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)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(yīng)力最大,但是應(yīng)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(yīng)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(cè)需驗證即可. 截面左側(cè)。抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面的右側(cè)

31、的彎矩M為 截面上的扭矩為 =311.35截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 =軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)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(cè)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(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)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(shè)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(yīng)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(biāo)記為： 鍵2：14×40 A GB/T1096-1979鍵3：14×75 A GB/T1096-19799.箱體

33、結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)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(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結(jié)構(gòu)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(shè)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(jìn)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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因