机械设计减速器设计说明书.doc

东海科学技术学院课程设计成果说明书题 目：机械设计减速器设计说明书院 系：机电工程系学生姓名：专 业：机械制造及其自动化班 级：C15机械一班指导教师：起止日期：201712.12-2018.1.3东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表 2017 2018 学年 第 一 学期系（院、部） 班级 专业 学生姓名(学 号) 课程设计名 称题 目指导教师评语指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩评定答辩小组教师签名： 年 月 日设计任务书一、初始数据 设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计目 录第一部分 设计任务书.3第二部分 传动装置总体设计方案.6第三部分 电动机的选择.6 3.1 电动机的选择.6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.7第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.8第五部分 V带的设计.9 5.1 V带的设计与计算.9 5.2 带轮的结构设计.12第六部分 齿轮传动的设计.14第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 输入轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.26第八部分 键联接的选择及校核计算.34 8.1 输入轴键选择与校核.34 8.2 输出轴键选择与校核.35第九部分 轴承的选择及校核计算.35 9.1 输入轴的轴承计算与校核.35 9.2 输出轴的轴承计算与校核.36第十部分 联轴器的选择.37第十一部分 减速器的润滑和密封.38 11.1 减速器的润滑.38 11.2 减速器的密封.39第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.3912.1 减速器附件的设计及选取 .3912.2 减速器箱体主要结构尺寸.45设计小结.48参考文献.48设 计 及 说 明结 果第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率ha=h1h23h3h4h5=0.960.9930.970.990.96=0.859h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的转速n:n=33r/min工作机的功率pw:pw= 5.18 KW电动机所需工作功率为:pd= 6.03 KW设 计 及 说 明结 果工作机的转速为:n = 33 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=26，则总传动比合理范围为ia=424，电动机转速的可选范围为nd = ian = (424)33 = 132792r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160L-8的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG160mm64538525425415mm4211012373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:设 计 及 说 明结 果ia=nm/n=720/33=21.82（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:i=ia/i0=21.82/4=5.46第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min输出轴：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min工作机轴：nIII = nII = 32.97 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pdh1 = 6.030.96 = 5.79 KW输出轴：PII = PIh2h3 = 5.790.990.97 = 5.56 KW工作机轴：PIII = PIIh2h4 = 5.560.990.99 = 5.45 KW则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 5.73 KW输出轴：PII = PII0.99 = 5.5 KW工作机轴：PIII = PIII0.99 = 5.4 KW(3)各轴输入转矩:设 计 及 说 明结 果输入轴：TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = 79.98 Nm 所以：输入轴：TI = Tdi0h1 = 79.9840.96 = 307.12 Nm输出轴：TII = TIih2h3 = 307.125.460.990.97 = 1610.3 Nm工作机轴：TIII = TIIh2h4 = 1610.30.990.99 = 1578.26 Nm 输出转矩为：输入轴：TI = TI0.99 = 304.05 Nm输出轴：TII = TII0.99 = 1594.2 Nm工作机轴：TIII = TIII0.99 = 1562.48 Nm第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.26.03 kW = 7.24 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用B型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v设 计 及 说 明结 果 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 140 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度5.28 m/s 因为5 m/s v 1206.计算带的根数z设 计 及 说 明结 果 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。 根据nm = 720 r/min，i0 = 4和B型带，查表得DP0 = 0.23 kW。 查表得Ka = 0.87，查表得KL = 0.99，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.68 + 0.23)0.870.99 kW = 1.65 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39 取5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以F0 = = = 261.64 N8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 25261.64sin(131.5/2) = 2384.91 N设 计 及 说 明结 果9.主要设计结论带型B型根数5根小带轮基准直径dd1140mm大带轮基准直径dd2560mmV带中心距a496mm带基准长度Ld2180mm小带轮包角1131.5带速5.28m/s单根V带初拉力F0261.64N压轴力Fp2384.91N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算设 计 及 说 明结 果代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 42mm42mm分度圆直径dd1140mmdadd1+2ha140+23.5147mmd1(1.82)d(1.82)4284mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)4284mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图设 计 及 说 明结 果 2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 37mm37mm分度圆直径dd1560mmdadd1+2ha560+23.5567mmd1(1.82)d(1.82)3774mmB(z-1)e+2f(5-1)19+211.599mmL(1.52)d(1.52)3774mm第六部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 28，大齿轮齿数z2 = 285.46 = 152.88，取z2= 153。（4）压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即设 计 及 说 明结 果1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1 = 307.12 N/m选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.5。查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2ha*) = arccos28cos20/(28+21) = 28.72aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos153cos20/(153+21) = 21.943端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 28(tan28.72-tan20)+153(tan21.943-tan20)/2 = 1.767重合度系数：Ze = = = 0.863计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =6018011025038 = 6.48108设 计 及 说 明结 果大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48108/5.46 = 1.19108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即sH = sH2 = 506 MPa2）试算小齿轮分度圆直径 = = 85.213 mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv = = = 0.8 m/s齿宽bb = = = 85.213 mm2）计算实际载荷系数KH设 计 及 说 明结 果由表查得使用系数KA = 1。根据v = 0.8 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 21000307.12/85.213 = 7208.29 NKAFt1/b = 17208.29/85.213 = 84.59 N/mm S=1.5故可知其安全。（3）截面IV右侧抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1953 mm = 85737.5 mm抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2953 mm = 171475 mm弯矩M及弯曲应力为：W = = 0 Nmmsb = = MPa = 0 MPa扭矩T2及扭转切应力为：T2 = 1610300 NmmtT = = = 9.39 MPa过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取 = 0.8，于是得： = 3.73， = 0.83.73 = 2.984轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为bs = bt = 0.92故得综合系数为:设 计 及 说 明结 果Ks = +-1 = 3.73+-1 = 3.82Kt = +-1 = 2.984+-1 = 3.07所以轴在截面IV右侧的安全系数为：Ss = = = St = = = 10.99Sca = = = 0S=1.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm90mm，接触长度:l = 90-10 = 80 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2588037120/1000 = 710.4 Nm设 计 及 说 明结 果TT1，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 25mm14mm70mm，接触长度:l = 70-25 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25144585120/1000 = 1795.5 NmTT2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 22mm14mm125mm，接触长度:l = 125-22 = 103 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.251410380120/1000 = 3460.8 NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1038250 = 60000 h9.1 输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和设 计 及 说 明结 果轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12660+0 = 2660 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 2660 = 23018 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.54105Lh所以轴承预期寿命足够。9.2 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 12552.4+0 = 2552.4 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 2552.4 = 12544 N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6218轴承，Cr = 95.8 KN，由课本式11-3有：设 计 及 说 明结 果Lh = = = 2.67107Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T = T2 = 1610300 Nm由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：Tca = KAT2 = 1.31610300 = 2093.4 Nm2.型号选择 选用LT11型联轴器，联轴器许用转矩为T = 4000 Nm，许用最大转速为n = 1800 r/min，轴孔直径为80 mm，轴孔长度为132 mm。Tca = 2093.4 Nm T = 4000 Nmn2 = 32.97 r/min n = 1800 r/min联轴器满足要求，故合用。设 计 及 说 明结 果第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。2） 轴承的润滑3） 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 0.8 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。设 计 及 说 明结 果11.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1 减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：设 计 及 说 明结 果查辅导书手册得具体尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：设 计 及 说 明结 果3.油标（油尺） 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：设 计 及 说 明结 果4.通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：设 计 及 说 明结 果吊孔尺寸计算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸计算：K = C1+C2 = 18+16 = 34 mmH = 0.8K = 0.834 = 27 mmh = 0.5H = 0.527 = 14 mmr = 0.25K = 0.2534 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起盖螺钉 为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：设 计 及 说 明结 果7.定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：设 计 及 说 明结 果12.2 减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025271.5+3=7.8取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02271.5+3=6.4取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036271.5+12=21.8取M22地脚螺钉数目na250500时，取n=6取6设 计 及 说 明结 果地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036271.5+12=21.8取M22地脚螺钉数目na250500时，取n=6取6轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7522=16.5取M18盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)22=11-13.2取M12连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)22=8.8-11取M10视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)22=6.6-8.8取M8设 计 及 说 明结 果定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)12=8.4-9.6取10mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取30、24、18df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取26、22、16轴承旁凸台半径R1=22取22凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C