精品二级减速器设计毕业论文计算说明书.docx

1、精品二级减速器设计毕业论文计算说明书西安科技大学高新学院课程设计计算说明书学 院 机电信息学院 课 程 机械设计 专 业 机械设计与制造及其自动化 班 级 机单1001 姓 名 温晨光 指导教师 程安宁 日 期 2013年1月6号 任务书姓名温晨光学号专业班级 机单1001设计参数：载荷：383.97N，皮带速度：0.791ms,滚筒直径: 355mm,使用年限:6年完成时间： 2013年1月6日内容及要求：机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。机械设计课程设计包括：(1

2、)确定机械系统总体传动方案。（2）选择电动机 。(3)传动装置运动和动力参数的计算。 (4)传动件如齿轮带及带轮的设计。(5)轴的设计。(6)轴承组合部件设计。(7)键的选择和校核。(8)机架或箱体的设计。(9)润滑设计。学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸)，组件或零件工作图23张，并编写设计计算说明书1份。指导教师：程安宁 2012 年 12 月 24 日课程设计说明书成绩：指导教师： 年 月 日计 算 及 说 明结 果 原始数据。运行阻力：F（KN）：383.97N皮带速度：V（ms）：0.791ms滚筒直径：D (mm)：355mm使用年限：6年二传动方案的拟定电动机

3、1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的齿轮5，带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。 1.电动机 2.联轴器 3.减速器 4.联轴器 5.齿轮 6.车轮三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： 滚筒的转速=601000VD=53.83rmin2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是齿轮至车轮的效率，

4、 =0.97， =0.96， =0.98 =0.96 =0.633 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为 =1.3X1.6X0.3030.633=0.11Kw K为功率储备系数，为启动系数 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=4 kw 3、 选择电动机的转速 =32.74 rmin 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为=860 则总传动比可取 20至150之间 则电动机转速的可选范围为=20=853.83=654.8rmin =150=6053.83=4911rmin可见同步转速为1000rmin ，1500rmin ，3000rmin的电动机都符合，

5、这里初选同步转速为1000rmin ，1500rmin ，3000rmin的三种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n(rmin)质量kg同步转速满载转速1Y112M-24300028902.22.22Y112M-44150014402.22.23Y132M1-6410009602.02.04Y160M1-8 4750720 2.0 2.0 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由机械设计课程上机与设计中表16-2查得：满载转速nm=960 r

6、 min；总传动比=nm =96053.83 =17.834.2 分配各级传动比查阅机械设计课程上机与设计中表5-1各级传动中分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为，则高速级的圆柱齿轮传动比=3.83，则 低速级的圆柱齿轮的传动比为 =6.613.83=1.72=0.303kw=53.83rmin=0.633=0.11kw=4kw=654.8rmin=4911rmin电动机型号为Y32M1-6i=17.83= 3.83 =1.72五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，减速器外的轴为小齿轮轴、大齿轮轴则 = 960 rmin 96

7、03.83 rmin=250.65 rmin 250.65 1.72 rmin = 145.73rmin =145.732.7=53.97min解得车轮速度在速度允许误差为5范围内2.按电动机额定功率计算各轴输入功率 =0.303 kw =0.3030.98kw=0.31kw =0.310.98 kw =0.28kw =0.280.960.98 kw =0.26kw =0.260.980.97 kw =0.25 kw =0.250.960.98=0.24kw3.各轴转矩 =95500.303960 =3.01 =95500.31960 =3.08 =95500.28250.65 =10.77

8、=95500.26 145.73 =17.04=95500.2553.97 =44.24=95500.2453.97 =42.47表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV减速器外大齿轮轴转速（rmin）960960250.65145.7353.97功率（kw）43.803.4343.2312.889转矩()0.310.280.260.250.24传动比13.832.812.7效率0.950.900.940.65六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b .塔式起重机运输机为一般工作

9、机器，速度不高，故选用 c . 材料选择。查机械设计教材图表（P75表6-2），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数=3.8324=92=3.83 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数： =1.21）确定公式内的各计算数值 由公式计算 a. 分流式小齿轮传递的转矩=2=37.842=18.92 b. 查图表（P79图6-3）选取区域系数=2.45 c. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 d. 由公式=0.985 e. 由许用接触应力

10、 , 查表取， 查表取得 =735MPa， =605MPa，则=605MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60960110000=5.76 =5.763.83=1.5 g.计算载荷系数 K -使用系数，查机械设计教材表6-3，取=1.25 -动载系数，由推荐值1.02-1.2, 取=1.08 -齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.4，取=1.4 -齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.2 得=2.08 ， =37.84 ， =18.921. 求作用在齿轮上的力 =218.9231.71N=1193.3N N=449.23 N =1193.3114.8N=315.29N圆

11、周力，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计教材表8-6取=112，得 112mm=17.72mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大3%,安全起见，取轴颈增大3%则，圆整后取d2=19mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 查图表（P173表11-2），取=2.3，则=2.337.84 =87.032 根据=87.032及电动机轴径D=38mm，查标准径=32 mm= 960 rmin =53.97rm=0.303kw=0.31 kw=0.28kw=

12、0.26 kw=0.25kw=0.24kw=3.01 =3.08=10.77=17.04=42.24=42.478级精度（GB）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=24= 92=1.2=18.92=2.45=189.8=735MPa=605MPa=605 MPa 1.5=1.25=1.08=1.4=1.22.08=0.82m=2mm=a=120mm =49.65mm=2.5ms=39mm=44mm=1.25=1.08=1.4=1.2=2.08=26.56=101.80=2.58 =2.187=1.596 =1.786=1.4=1=600 MPa=500 M

13、Pa=300MPa=200MPa=0.693=0.89=45.75=48.96圆整后=190mm8级精度小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2130.84=2.45=189.8=700Mpa=550MPa=735Mpa =605MPa=605MPa1.5=1.25=1.08=1.2=1.11.782=0.87m=3mm=75mm=0.98ms a=145mm =300MPa=200MPa=1.782=2.62 =2.24=1.59=1.75=0.689=145mm8级精度小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=2

14、6=71=300MPa=200MPa=1.2=2.45=189.8 =1.25=1.08=1.2=1.11.782=2.6=2.23=1.59=1.76=0.687=3mm.=78mm=213mm=0.36msa=145.5mmd2=19mm=87.032 =32 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，1-2段比半联轴器毂孔长短14mm， =80mm。联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径，取=35mm 。2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高

15、，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=35mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为dDB=40mm68mm15mm ，故=40mm3） 为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取=44mm，取轴承到减速器箱体内壁为8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故=23mm。4） 由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=65mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为50mm，到联轴器的距离为15mm，则=68mm.5）3-4段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3mm，故=15-3=12mm， 同理10-11段装配轴承，并需倒角，故=18

16、mm， =80+20-5=95mm6）5-6和7-8段为齿轮，长度，直径=54mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=32 mm， =80mm 查机械设计课程上机与设计图表（11-1）选用键=10mm8mm72mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为R2（二）中速轴（III轴）的设计 已知=3.434kw， =130.84 ， =250.65rmin 1求作用在齿轮上的力 =1193.31 N ， =449.23N， =315.29 N

17、 =2130.8462.5N=4186.88N=1523.9 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（8-6），取=112 ，于是得=112mm=26.8mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用轴肩定位，取=35mm，齿轮2，与齿轮3之间用套筒定位，取=43mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=80 mm ， =39mm 取=80， =39-

18、3mm=36mm . 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为dDB=30mm72mm19mm 。 又由于箱体内壁之间距离相等，故21+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角，取52mm 取轴承端盖的总宽度为45mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接 按=43mm， =80mm =35mm =36mm 查图表（表11-1）取各键的尺寸为 2-3段和6-7段=10x8x28 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1.6，各轴肩处的圆角半径为R2（三）低

19、速轴（轴IV）的设计 已知=3.231kw ， =345.92 ， =89.20rmin 1求作用在轴上的力 =4189.88N =1523.9N 2初步确定轴的最小直径 按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得 112mm=37.1mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式，查图表（P173表11-2），取=2.3 ，则=2.3345.92=795.616平稳，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=40mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比

20、较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=1.5mm，取=45mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为dDB=50mm90mm20mm 故=50mm 3）取=55mm， =28mm 4）根据轴颈取安装齿轮处轴段=60mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=1.5mm，则=63mm ，轴环宽度b1.4h=1.43mm=4.2mm，取10mm5）已知=75mm。取=55.8mm ， =2.3mm（S=2mm） =74.7mm ， =8mm6）根

21、据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=8mm，则=14+2.5+20+10+2.5-8-2.3=57.7mm7)根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=8mm，B=20mm，取轴承盖的总宽度为45mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20mm则=65mm(3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=40mm, =84mm 查图表（P表11-1）得 1-2和12-13段：b8mm78mm 7-8段：b11mm68mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒

22、角尺寸为1.6,轴上圆角R2.（4）轴的校核 1求高速轴的校核 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008， a=7.5mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=248mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F=1193.31N =449.23N弯矩=65035.395=24483.035=32365.285总弯矩M=69491.162 =72643.75扭矩TT=11352=32mm=80mm=35mm深沟球轴承6008=40mm

23、=44mm=23mm=68mm=12mm=18mm=54mm键=10mm8mm72mm过渡配合m6=1193.31 N=449.23N=315.29 N=30mm=30mm=35mm=43mm=10mm =80=36mm 圆锥滚子轴承3030652mm=80mm键=10x8x28=3.231kw=345.92 =89.20rmin=4189.88N =1523.9N37.1mm =795.616HL4型弹性柱销联轴器=40mm=84mm=40mm=45mm深沟球轴承6210=50mm=55mm=28mm=60mm=63mm 10mm=55.8mm=2.3mm=74.7mm =8mm=57.7m

24、m=65mm键b8mm78mm b11mm68mm 2.） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =5.88 =5.63前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。2.求中间轴的校核 1） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306， a=23mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=225mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式 表4 危险截面所受弯矩和扭矩载

25、荷水平面H垂直面V支反力F=900.13N =312.72N弯矩=38705.6=145494.08=13446.96=16505.59=36450总弯矩M =40974.92=42078 =187771.5扭矩T T=130.842.） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =1.5 =1.53 = 6.94前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。3.求低速轴的校核 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210， a=10mm, 从轴的结

26、构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=249mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式 表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F=2093.44N =761.95N弯矩=260633.28=94852.78总弯矩M=277360扭矩TT=345.922）. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力 =0.53MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。七、 轴承的选择和校核计算

27、已知轴承的预计寿命为=10000h 1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1275.07 N， =0，=3 ，转速n=960rmin定动载荷C=17000N，基本额定静载荷=11800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表10.6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2（11257.07+0）N =1530.08N 3）验算轴承寿命 =272.73rmin额定动载荷C=52500N，基本额定静载荷=60500N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P60表10.6），取P=（X+Y）=1.2（1952.9+0）N =1143.5N3）验算轴承寿命 =89.20rmin动载荷C=35000N，基本额定静载荷=23200N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表 10.6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2（12227.4+0）N =2673.4N3）验算轴承寿命 h=419272.3h=10000h 轴校核安全故轴安全=0.53MPa故轴安全=10000h 深沟球轴承6008=1275.07 N=0=3 n