一级减速器课程设计.

学生毕业设计（毕业论文）系别：机电工程系专业：班级：学生姓名：学生学号：设计（论文）题目：煤斗提升机用一级斜齿圆柱齿轮减速器指导教师：设计地点：起迄日期：毕业设计（论文）任务书专业班级姓名一、课题名称：煤斗提升机用一级斜齿圆柱齿轮减速器二、主要技术指标：1.该传动装置用于煤库斗式提升机的传动系统中;2.斗轴的转速n=80/r.min，斗轴所需的功率P=6.3kw3.提升机两班制工作,单向回转,使用年限为10年，4.工作中有轻微的冲击,斗轴转速允许误差差±5%.三、工作内容和要求：1.完成该减速器的总体和传动件的设计；2.绘制该减速器的总装图和零件工作图；3.使提升机的传动系统的整体尺寸尽量减小；4.合理选配电动机型号和滚动轴承型号。四、主要参考文献：1.机械设计基础2.机械设计手册3.机械设计基础课程设计指导书4.新编机械设计课程设计图册5.国家标准学生（签名）年月日指导教师（签名）年月日教研室主任（签名）年月日系主任（签名）年月日毕业设计（论文）开题报告设计（论文题目）煤斗提升机用一级斜齿圆柱齿轮减速器一、选题的背景和意义：随着机械制造业的迅猛发展，电动机的使用比较多，同时作为传动机构、而且在能量传递过程中损耗相对较小的齿轮被广泛使用。本设计课题着眼于“传动比较大，工作环境较恶劣”的前提下，进行讨论。相对而言，普通圆柱齿轮已不满足上述要求，具有啮合较为平稳、冲击和噪声小，适用于高速、大功率传动、重合度大、结构紧凑等优点的斜齿圆柱齿轮能适应上述环境。二、课题研究的主要内容：电动机的选择滚动轴承的选择斜齿圆柱齿轮减速器的齿轮的设计包括轴的设计和齿轮的设计连接轴的使用寿命和转矩三、主要研究（设计）方法论述：在减速器的设计中，主要运用了类比法、分析法、设计计算法、图形结合法等方法，分析了各齿轮的强度、滚动轴承承受的冲击强度、轴的受力情况等等。四、设计（论文）进度安排时间工作内容8.1~8.8完成开题报告、拟订设计进度计划8.9~8.12收集相关资料8.13~8.15电动机的选择计算8.16~8.17总传动比计算及其分配、运动和动力参数的计算8.18~8.19齿轮的设计计算8.20~8.21从动轴的结构设计、滚动轴承的受力分析8.22初稿完成8.25定稿8.27~28准备毕业答辩五、指导教师意见：指导教师签名：年月日六、系部意见：系主任签名：年月日目录一、方案设计…………………………………………………………………6二、分析和拟定传动方案…………………………………………………6三、电动机选择………………………………………………………………7四、齿轮设计计算……………………………………………………………9五、轴与轴承的设计计算与校核…………………………………………12六、键等相关标准键的选择………………………………………………20七、减速器的润滑与密封…………………………………………………20八、箱体结构设计…………………………………………………………21九、设计小结………………………………………………………………23十、参考文献………………………………………………………………23一、方案设计原始数据：P=6.3kwP；斗轴所需功率n=80r/minn：斗轴转速；设计工作量：１．设计说明书一份２．五张主要零件图（CAD）３．零号装配图一张工作要求：提升机连续工作，单向提升，载荷平衡两班制工作，使用年限１０年，输送带速度允许误差为±5%。运动简图：（见附图）二、分析和拟定传动方案机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。三、选择电动机电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1）选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）选择电动机的容量：工作所需的功率：Pd=Pw/η由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为η*ηw=η1*η2*η2*η2*η2*η3*η4式中η1、η2、η3、η4分别为带传动、轴承、齿轮传动及链传动。取η1=0.96、η２=0.98、η3=0.97、η4=0.99，则：η*ηw=0.96×0.98×0.98×0.98×0.98×0.97×0.99=0.850所以：Pd=Pw/η=6.3/0.850kW=7.41kW根据Pd选取电动机的额定功率Pw使Pm=(1∽1.3)Pd=7.41∽9.64kW由查表得电动机的额定功率Pw=7.5kW（3）确定电动机的转速：斗轴转速为：n=80r/min按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比i1=2∽5，单级齿轮传动比i2=3∽5,V带传动比i3=2∽4则合理总传动比的范围为:i=8∽100故电动机的转速范围为：nd=i*nw=(8∽100)×80r/min=640∽8000r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，再根据计算出的容量，由附表10.1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。方案电动机型号额定功率电动机转速r/min传动装置的传动比Ped/kW同步转速满载转速总传动比链齿轮1YL0L-87.575072010.0433.352Y160M-67.5100097013.543.53.873Y132M-47.51500144020.013.53.87综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案3比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6,所选电动机的额定功率Ped=7.5kW，满载转速nm=970r/min，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD160600×417×385254×2101542×11012×492、计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1）计算总传动比：i=nm/nw=1440/80=18（2）分配各级传动比：设计bV带的传动比为：ib=2圆柱齿轮的传动比：Ig=3.87链轮的传动比为：i1=2.325（3）计算传动装置的运动和动力参数：各轴的转速N=nm/ib=1440/2=720r/minnΠ=nΙ/ig=720/3.87=186r/min要使得nw=80r/min则链传动比应为i1=186/80=2.325各轴的功率PΙ=Pm*η1=7.5×0.96=7.2kWPΠ=PΙ*η2*η3=7.2×0.98×0.97=6.844kWPw=PΠ*η4*η2*η2=6.844×0.99×0.98×0.98=6.51kW(4)各轴的转矩电动机的输出轴转矩TdTd=9550×Pm/nm=9550×7.5/1440=49.74Nm其他轴转矩TΙ=9550×PΙ/nΙ=9550×7.2/720=95.5NmTΠ=9550×PΠ/nΠ=9550×6.844/186=351.40NmTw=9550×Pw/nw=9550×6.51/80=777.13Nm3、各轴的转速，功率及转矩，列成表格参数轴名电动机轴Ι轴Π轴斗轴转速970250.6571.6271.62功率7.57.26.8446.51转矩73.84274.33912.60868.06传动比3.873.51效率0.960.970.99四．齿轮的设计计算计算项目计算内容计算结果1齿轮的材料的选择2按齿根的弯曲设１．料选用20CrMnTiA合金钢渗碳淬火。由表6-5，表6-6，齿面硬度56-62HRC，B=1079aMP，S=834aMP。由表6-4选择齿轮精度7级。该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。２．齿根弯曲疲劳强度设计由公式nm13212FaSadFYYYYKTZ计3中心距与螺旋角的校核T=9.55×610*P/N小齿轮转矩1T=9.55×610×7.5/1440=4.974×410N.㎜取1Z=23i=3.5,2Z=3.87×23=89.01，取2Z=89实际传动比'i=89/23=3.8697传动比相对误差=|'i-i|/i=0.0078％，齿数选择满足要求。大齿轮转速2n=1n/'i=720/3.8697=186.06r/min。由表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数d=0.5,由表查得，使用系数AK=1.25，试取动载系数VK=1.05，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K=1.14；由表可知，按齿面硬化，斜齿轮，AKtF/b100N/㎜，齿间载荷分配系数K=1.2。由式（6-4）载荷系数K=AKVKKK=1.796齿形系数FY按当量齿数VZ=Z/3cos，由图6-18查得：设螺旋角β=15°，1VZ=1Z/3cos=25.5,2VZ=2Z/3cos=98.64,则小齿轮齿形系数1FY=2.65，大齿轮齿形系数2FY=2.3由表查得，小齿轮应力修正系数1FY=1.59,大齿轮应力修正系数2FY=1.78由公式tant=tann/cosβ=tan20°/cos15°=0.377t=20.6469°=20°38′49″，查得1a/1Z=0.032，2a/2Z=0.0095，代入1Z=23，2Z=89，得1a=0.736，2a=0.846,a=1a+2a=1.472。由式=bsin/nm=0.98由表查得，重合度系数Y=0.75。由表查得，Y=0.87。按式计算弯曲疲劳许用应力F1Z=232Z=891T=7.384×410N.㎜d=0.5K=1.7964几何尺寸的计算5校核疲劳强度6模数F=limFNYXYSTY/FS按图查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力lim1F=lim2F=500Mpa。计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数NY：小齿轮应力循环次数环次数N1=60×1nγht=60×970×1×1036582=3.399×910N2=N1/3.8697=0.8958×9101NY=（3×610/N10.02)=0.8302NY=（3×610/N20.02)=0.892由表查取尺寸系数XY=1。由式STY=2弯曲疲劳强度安全系数FS=1.251F=lim1F1NYXYSTY/FS=664MPa2F=lim2F2NYXYSTY/FS=713.6Mpa比较111[]FSFFY=2.65×1.59/664=0.0063222[]FSFFY=0.0057,111[]FSFFY222[]FSFFY,应按小齿齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。代入公式（6-20）nm=13212Fa