机械设计说明书-减速器

机械设计基础课程设计说明书课题名称一级圆柱齿轮减速器专业机械制造与自动化姓名朱智勇学号1605120220指导老师周玉海学期2013年12月2日-2013年12月13日广州铁路职业技术学院1目录一、目录1二、设计任务书2三、前言3四、运动学与动力学计算3（1）电动机的选择计算3（2）各级传动比的分配4（3）计算各轴转速、功率及转矩4五、传动零件设计计算5六、轴的设计计算及校核8七、轴承的选择与校核13八、键及联轴器的选择与校核13九、箱体的设计14十、润滑及密封的选择，润滑剂牌号及容量的计算说明15十一、减速器附件及说明152十二、设计小结16十三、参考资料17二、设计任务书设计带式输送机中的传动装置-题号31）原始数据:已知带式输送机输送拉力F=5500N，输送带速度V=1.45m/s,滚筒直径D=260mm。工作条件：输送机连续工作，单向提升，载荷平稳，两班制工作，使用年限10年，输送带速度允许误差为土5%。2）设计要求1.减速器装配图一张（A1）2.零件工作图2-3张（传动零件、轴、箱体等）3.设计说明书1份（6000字左右）三、前言1）传动装置总体设计方案31.组成：传动装置由电机、减速器和工作机组成2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度3.初定传动方案：采用一级圆柱齿轮减速器，V带传动四、运动学与动力学计算（1）电动机的选择计算1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。2）选择电动机容量（1）电动机的输出功率PwPw=FV/1000ηw=5500×1.45/1000×0.94=8.48kw（2）电动机输出功率PoPo=Pw/η根据传动装置总效率及查表10-1得：V带传动ŋ1=0.95；滚动轴承ŋ2=0.99；圆柱齿轮传动ŋ3=0.97；联轴器ŋ4=0.98η总=0.95×0.99＾2×0.97×0.98=0.885所以：Po=Pw/η=8.48/0.885=9.58kw根据Po选取电动机的额定功率Pm，使Pm=（1-1.3）Po=9.58-12.454kw并由表10-110查得电动机的额定功率为Pm=11kw3）选择电动机的转速4先计算工作装置主轴转速，也就是滚简转速。nw=60vw/πD=60×1.45×10^3/π×260=106.57r/min根据表3-2查得V带传动常用传动比范围ib=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围ig=3～5。则总传动比i的范围为i=（2×3）～（4×5）=6～20电动机的转速范围应为n'=i×nw=(6～20)×106.57=639.42～2131.4在这个范围内的电动机的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可选择同步转速为1000r/min。根据同步转速查表10-110确定电动机的型号为Y160L-6，其满载转速nm=970r/min。（2）确定传动装置的总传动比和分配传动比1）计算总传动比i=nm/nw=970/106.57=9.102)分配各级传动比为使带传动的尺寸不至于过大，满足ibig，可取ib=2.4，则齿轮的传动比ig=i/ib=9.10/2.4=3.79（3）计算各轴转速、功率及转矩1）各轴的转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为Ⅱ轴，滚简轴转速为W轴。各轴转速为n0=nm=970r/min5nI=n0/ib=970/2.4=404.17r/minnII=nI/ig=404.17/3.79=106.64r/minnw=nII=106.64r/min2）各轴输入功率按电动机额定功率Pm计算各轴输入功率，即PⅠ=Pm×ηb=11×0.95=10.45kwPII=PI×ηr×ηg=10.45×0.99×0.97=10.04kwPw=PⅡ×ηr×ηc=10.04×0.99×0.98=9.74kw3）各轴的转矩To=108.30N·mTI=246.92N·mTII=899.12N·mTw=872.25N·m参数电机0轴Ⅰ轴Ⅱ轴滚简W轴转速n（r/min)970404.17106.64106.64功率P(kw)9.5810.4510.049.74转矩T(N·m)108.30246.92899.72872.25传动比i2.43.791效率0.950.960.97五、传动零件设计计算（1）带传动设计1)确定计算功率Pc6Pc=KAP由《机械基础》课本中表9-7查得KA=1.3故Pc=KAP=1.3×11=14.3kw2)选择V带型号选择窄带，根据Pc=14.3kw,nm=970r/min查《机械基础》图9-8得选择B型带。3）求大小带轮的基准直径d2,d1查表得d1不小于125mm,现取d1=132mm则d2=id1（1-0.05）=9.10×132×（1-0.05）=1141.14mm（2）齿轮的设计1)选择材料及热处理该传动是闭式齿轮传动，属于转速不高，载荷不大，要求一般的小型传动，为了简化制造，降低成本，可采用软齿面钢制齿轮，大小齿轮都选用软齿面圆柱直齿轮。查《机械基础》表6-3，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为220HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为190HBW。2）选择精度等级，运输机为一般机械，速度不高，故选择8级精度。3）按齿面接触疲劳强度设计软齿面闭式传动主要的失效形式为齿面点蚀。根据齿面接触疲劳强度设计1d≥76.6uuKTHdI223][)1(按表6-5选载荷系数K=1.2：转矩T=9.55×10^6×P1/n1=(9.55×10^6×11/970)N·m=108298.97N·m7查表6-3，取［σH1］=545MPa，［σH2］=513MPa，由表6-6，取ψd=1.1,μ=i=3.79.代入后计算小齿轮分度圆直径d1d1≥76.6uuKTHdI223][)1(=60.94mm计算圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×60.94×970/60×1000=3.09m/s因V5m/s，所以取8级精度合适。4）确定主要参数，计算主要几何尺寸1.齿数：取Z1=30，则Z2=Z1u=30×3.79=1142模数：m=d1/Z1=60.94/30=2.031mm由表6-1取标准模数m=2mm.实际传动比i=114/30=3.8，△i=3.79-3.8/3.79=-0.2%传动比误差小于允许范围土5%。3.分度圆直径d1=mZ1=2×30=60mmd2=mZ2=2×114=228mm4.中心距：a=m/2(Z1+Z2)=2/2×(30+114)mm=144mm5.齿宽：b=ψdd1=1.1×60=66mm,取b2=66mm,b1=b2+5=71mm.5)校核弯曲疲劳强度1.齿形系数Tfs:由表6-7查得，Yfs1=4.12，Yfs2=3.962.弯曲疲劳许用应力［σbb］:查表6-3，得［σbb1］=301MPa,［σbb2］=280MPa83.校核计算σbb1=2KT1Yfs1/ψdZ1^2m^3=2×1.2×108298.97×4.12/1.1×30^2×2^3MPa=135.21MPa《301MPaσbb2=σbb1Yfs2/Yfs1=129.96《280MPa计算应力小于许用应力，所以齿轮弯曲强度足够。经计算获得设计结果如下：小齿轮：45钢调质，硬度220HBW，Z1=30，m=2mm,b1=71mm,d1=60mm,采用齿轮轴结构.大齿轮：45钢正火，硬度190HBW，，Z2=114，m=2mm,b2=66mm,d2=228mm.采用腹板式结构.齿轮传动精度等级取为8等级，采用浸油润滑。压力角：a=200小齿轮：齿顶圆直径=64mm齿根圆直径=55mm齿厚=3.14mm大齿轮：齿顶圆直径=232mm齿根圆直径=223mm齿厚=3.14mm六、传动轴的设计计算及校核91）从动轴1．从动轴的材料选用选用45钢调质处理2．确定许用应力查表12-2查得σb=650MPa3．按扭转强度估算轴的最小直径，输出轴与联轴器相接，输出端最小直径为dD≥C^3√P/n查表12-5，45钢取C=118，则dD≥118^3√10.04/106.64mm=53.68mm考虑键槽的影响，取dD=53.68×1.03mm=55.29mm圆整后取标准直径dD=56mm,根据轴系结构确定轴C处直径dc=75mm.2）主动轴1.主动轴的材料选用45钢调质处理2.确定许用应力查表12-2查得σb=650MPa.3.按扭转强度估算轴的最小直径dD≥C^3√P/n查表12-5，45钢取C=118，则dD≥118^3√10.45/404.17mm=34.89mm.考虑键槽的影响，取db=34.89×1.03mm=35.94mm圆整后取标准直径dD=36mm，根据轴系结构确定轴C处直径dc=56mm.10Ⅰ、轴的各段轴径根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。Ⅱ、轴的各段长度设计1)根据《机械设计基础课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得δ取8mm,δ1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：△3=5mm箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=δ+C1+C2+(5～10)=45mm轴承端盖凸缘厚度：e=10mm2)带轮宽：35mm联轴器端：60mm1)轴承的厚度B01=15mm,B02=17mm根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：11高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mmⅢ、轴的校核计算对于高速轴校核：垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm两轴承间距离。·NLLLFFbbarrA5.10655.67)5.675.28(2.749NLLFFbarrB3.3165.675.282.749校核FrA=Fr+FrB1065.5N=（749.2+316.3）N类似方法求水平面内支点反力：V带在轴上的载荷可近似地由下式确定：2sin2zFF10z；F0——单根V带的张紧力（N）20)15.2(500FqvzvPKdPd——计算功率Pd=2.079Kw;Z——V带的根数；ν=6.2m·s-1（为带速）Ka——包角修正系数Ka=0.95q——V带单位长度质量q=0.10（kg·m-1）《精密机械设计》表7-11计算得12F0=144.7Fz=570NNLLFlLFlFFatcbZcZtB11485.1345.283.2058)675.67(5705.33570)(2（lc=Lc=67中轴到轴承距离）3.20663.2058114857022FtAttBzFFFN,M⊥A=Fr·La=21352.2N·mmM⊥B=0同理求得：M=A=Ft·La=58662.4N·mmM=B=Fz·Lc=38190N·mm5.624274.586622.213522222AAMMMAN·mm381903819002222BBMMMBN·mm已知T=52800N·mm，选用轴的材料为45钢，并经正火处理。查《精密机械设计》表10-1，其强度极限B=600N·mm-2，并查表10-3与其对