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機械設計課程設計 計算說明書 設計題目 一級閉式圓柱齒輪減速器 班 級 1*****班 設 計 者 *** 學 號 1******* 指導教師 2014年5月14日 北京航空航天大學 前言 機械設計課程設計是在學習了機械制圖、機械設計、工程材料、材料力學、加工工藝等學科之后將前面幾門課的知識綜合實踐運用的課程。通過學習本課程，學生的總體設計能力和設計創(chuàng)新能力能夠得到提高。本次設計是為了解決帶式運輸機傳動裝置中一級閉式齒輪的問題。計算說明書對閉式齒輪設計的全過程進行了詳細的闡述。 目錄 前言 第一章 設計任務書 1 1.1課題題目 1 1.2傳動方案分析及原始數據 1 第二章 傳動方案的擬定 2 2.1整體方案 2 2.2 減速器說明 2 第三章 電動機的選擇 3 3.1電動機類型： 3 3.2電動機參數確定及相關計算 3 第四章 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數 4 第五章 傳動零件的設計計算和校核 6 5.1 一級齒輪傳動設計 6 5.2 二級齒輪傳動設計 8 第六章 軸的設計計算和校核 11 6.1高速軸的設計與校核 11 6.2低速軸的設計與校核 14 第七章 滾動軸承的選擇和壽命計算 18 7.1高速軸軸承的選擇 18 7.2低速軸軸承的選擇 18 第八章 鍵和聯軸器的選擇 20 8.1 鍵的選擇 20 8.2 聯軸器的選擇 21 第九章 潤滑的選擇 22 9.1閉式減速齒輪的潤滑 22 9.2滾動軸承的潤滑 22 第十章 密封形式的選擇 23 第十一章 減速器機體各部分結構尺寸其它技術說明 24 11.1 減速器集體各部分尺寸 24 11.2其它技術說明及要求 24 參考文獻 40 第一章 設計任務書 1.1課題題目 帶式運輸機傳動裝置設計III 1.2傳動方案分析及原始數據 設計要求： 1）設計用于帶式運輸機的傳動裝置。 2）連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，運輸帶速允許誤差為5%。 3）使用期限為10年，小批量生產，兩班制工作(16h/天，300天/年) 原始數據： 1）運輸帶卷筒所需功率P/kW：5.5。 2）運輸帶卷筒工作轉速n/(r/min)：86。 3）卷筒中心高H(mm)：300。 設計任務： 1）設計一級閉式圓柱齒輪減速器。 2）完成裝配圖1張（A0圖紙），零件圖2張。 3）編寫設計說明書1份。 說明書內容應包括：擬定機械系統(tǒng)方案，進行機構運動和動力分析，選擇電動機，進行傳動裝置運動動力學參數計算，傳動零件設計，軸承壽命計算、軸（許用應力法和安全系數法）、鍵的強度校核，聯軸器的選擇、設計總結、參考文獻、設計小結等內容。 第二章 傳動方案的擬定 2.1整體方案 根據設計任務書，該方案的設計分成減速器（傳動部分）和工作機（執(zhí)行部分）兩部分，如圖1所示。 圖1 帶式運輸機傳動裝置設計參考圖 2.2 減速器說明 減速器采用一級圓柱齒輪減速器，不僅滿足較大傳動比，也滿足擁有較高的效率，穩(wěn)定性以及可靠性，同時結構緊湊，經濟性好。此外，由于閉式減速器采用水平剖分、封閉結構，有利于在粉塵較大的環(huán)境下工作。 減速箱中閉式齒輪采用斜齒輪，這是由于斜齒輪相對于直齒輪嚙合性能好，重合度大，機構緊湊，而設計制造成本基本與直齒輪相同。 第三章 電動機的選擇 3.1電動機類型： 按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機，電壓380V。 3.2電動機參數確定及相關計算 1.選擇電動機容量 (1)電動機所需工作功率 (2)工作機所需功率 (3)傳遞裝置總效率 (4)所需電動機功率 2.確定電動機轉速 η1=0.99—滾動軸承效率； η2=0.99—閉式齒輪傳動效率； η3=0.97—聯軸器效率； η4=0.96— 傳遞滾筒效率。 所以： 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Ped略大于Pd即可。通過查詢課本《機械設計綜合課程設計》第二部分，第九節(jié)，表6-194“Y系列三相異步電動機技術數據”，?。? 滾筒軸工作轉速： nw=86r/min 二級圓柱齒輪減速器傳動比常用范圍4~25 總傳動比ia=8~40,故電動機轉速可選范圍為： 由第六章相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比確定電動機型號Y132M-4，滿載轉速 nm=1440r/min Pd=6.15kW Ped=7.5kW nw=86r/min nm=1440r/min 第四章 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數 1.分配傳動比 (1) 總傳動比 (2)分配傳動裝置各級傳動比 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則低速級的傳動比 ia=16.74 i12=4.841 i34=3.458 2.運動和動力參數計算 0軸（電動機軸）： P0=Pd=6.15kW n0=nm=1440r/min 1軸（高速軸） n1=n0=1440r/min 2軸（低速軸） 3軸（滾筒軸） 各軸運動和動力參數列表如下： 軸名 功率P/kw 轉矩T/N?m 轉速n/r/min 傳動比i 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 0軸 6.15 40.8 1440- 1軸 6.09 6.03 40.4 40.0 1440 1 0.99 2軸 5.85 5.79 187.8 185.9 297.5 4.841 0.96 3軸 5.56 5.50 616.7 610.5 86.03 3.458 0.95 第五章 傳動零件的設計計算和校核 5.1 一級閉式齒輪傳動設計 考慮到主動輪的轉速不是很高,傳動尺寸無嚴格的限制，批量較小，故小齒輪用40MnB，調質處理，硬度為241~286HBS，平均取為263.5HBS，大齒輪用ZG35SiMn，調質處理，硬度241~269HBS，平均取255HB，精度等級選為8級。 注：表中圖表來自于《機械設計基礎》第11章齒輪傳動部分 計算項目 計算內容 計算結果 （1）初步設計計算 齒寬系數φd 取 接觸疲勞極限 查《機械設計基礎》表11-1可知 彎曲疲勞極限 查《機械設計基礎》表11-1可知 許用應力 取SF=1.25，SH=1.0，ZE=189.8 按接觸應力σH初步計算d1 估計，則，取k=1.2 ，又由，有： 初取d1=39.43mm （2）確定基本參數 齒數z 取z1=29 要求互質，取z2=140 取z1=29，z2=140，實際傳動比 齒形系數 法向模數mn 由《機械設計基礎》表4-1取標準值 齒寬b 取b2=35mm,b1=40mm 齒輪直徑d d1=45.03mm,d2=217.41mm 中心距a 圓整為130mm a=130mm 確定螺旋角 （3）校核齒面接觸疲勞強度 σH （4）齒根彎曲疲勞強度驗算 計算齒根彎曲應力 齒形系數 查《機械設計基礎》圖11-8 應力修正系數 查《機械設計基礎》圖11-9 故對大齒輪進行驗算 許用彎曲應力σF2 圓周速度v v=5.09m/s<10m/s 選取8級精度合宜 小結：齒輪主要傳動尺寸列表 壓力角 模數 1.5mm 螺旋角 分度圓直徑 d1=45.03mm,d2=217.41mm 齒頂高 1.5mm 齒根高 1.875mm 中心距 130mm 齒寬 b2=35mm,b1=40mm 齒頂圓直徑 da1=48.03mm, da2=220.41mm 5.2 二級開式齒輪傳動設計 考慮到主動輪的轉速不是很高,傳動尺寸無嚴格的限制，批量較小，故小齒輪用20CrMnTi，滲碳淬火回火，硬度為56~62HRC，平均取為59HRC；大齒輪用20Cr，滲碳淬火，硬度56~62HRC，平均取59HRC，精度等級選為8級。 注：表中圖表來自于《機械設計基礎》第11章齒輪傳動部分 計算項目 計算內容 計算結果 （1）初步設計計算 齒寬系數φd 取 接觸疲勞極限 查《機械設計基礎》表11-1可知 彎曲疲勞極限 查《機械設計基礎》表11-1可知 許用應力 取SF=1.25，SH=1.0，ZE=189.8 齒形系數 查《機械設計基礎》圖11-8 應力修正系數 查《機械設計基礎》圖11-9 故對小齒輪進行驗算 （2）按彎曲強度確定基本參數 初取齒數z 取z3=19 要求z3,z4互質，取z4=66 取z3=19，z4=66，實際傳動比 確定模數 ，增大10% m=3 齒輪直徑d d1=57mm,d2=198mm 中心距a a=127.5mm 初步齒寬 取b3=55mm,b4=50mm （3）校核齒面彎曲疲勞強度 許用彎曲應力σF2 圓周速度v v=0.88m/s<10m/s 選取8級精度合宜 小結：齒輪主要傳動尺寸列表 壓力角 模數m 1.5mm 分度圓直徑 d3=57mm,d4=198mm 齒頂高 1.5mm 齒根高 1.875mm 中心距 127.5mm 齒寬 b3=55mm,b4=50mm 齒頂圓直徑 da1=63mm, da2=204mm 第六章 軸的設計計算和校核 6.1高速軸的設計與校核 注：表中圖表來自于《機械設計基礎》第14章軸部分 計算項目 計算內容 計算結果 材料的選擇 選擇45鋼，調質處理，硬度217~255HBS 材料系數 查《機械設計基礎》表14-2 C=118 估算軸徑 按聯軸器標準，取d=25mm dmin=25mm 高速軸轉矩 小齒輪圓周力 小齒輪徑向力 小齒輪軸向力 垂直面反力及彎矩 垂直面內 受力圖 垂直面彎矩圖 水平面反力 及彎矩 水平面受力圖 水平面彎矩圖 合成彎矩 合成彎矩圖 轉矩圖 折合系數α 截面A處是危險面 計算當量彎矩 當量彎矩圖 彎扭合成應力校核軸的強度 查表14-3：許用彎曲應力 危險截面A-A處為齒輪軸，dA-A=45.03mm>22mm 安全 6.2低速軸的設計與校核 計算項目 計算內容 計算結果 材料的選擇 選擇45鋼，調質處理，硬度217~255HBS 材料系數 查《機械設計基礎》表14-2 C=118 估算軸徑 按聯軸器標準，取d=35mm dmin=35mm 低速軸轉矩 齒輪圓周力 齒輪徑向力 齒輪軸向力 垂直面反力及彎矩 垂直面內 受力圖 垂直面彎矩圖 水平面反力 及彎矩 水平面受力圖 水平面彎矩圖 合成彎矩 合成彎矩圖 轉矩圖 折合系數α 計算當量彎矩 截面D處是危險面 當量彎矩圖 彎扭合成應力校核軸的強度 查表14-3：許用彎曲應力 危險截面D-D處dD-D=45mm 安全 第七章 滾動軸承的選擇和壽命計算 7.1高速軸軸承的選擇 該軸為工作于普通溫度下的短軸，故支點采用兩端單向固定的方式選用一對角接觸球軸承，按軸徑初選0尺寸系列的角接觸球軸承7007AC。下面進行校核： 計算項目 計算內容 計算結果 軸承主要性能參數 查手冊7007AC軸承主要性能參數如下： d=35mm,D=62mm,B=14mm 軸承受力 情況 軸承2被壓緊 壓緊端 放松端 軸承當量 動載荷 按軸承2校核 軸承壽命 每三年檢修，兩班制工作， 球軸承 將以上數據代入C的表達式，得C=15.1kN,取?1= 軸承端蓋外徑 ,取 軸承端蓋凸緣厚度 取 11.2其它技術說明及要求 1.裝配前要求：減速器裝配前，必須按圖紙檢驗各個部分零件，確認合格后，需用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，必要時對零件的非配合表面進行防蝕處理。箱體內不允許有任何雜物，內壁涂刷抗機油浸蝕的涂料兩次。 2.裝配中對安裝和調整的要求： 1）滾動軸承的安裝和調整：在裝配過程中軸承裝配要保證裝配游隙（?=0.25~0.4），并加裝墊片用以調整軸向游隙。 2）傳動側隙和接觸狀況檢驗：為保證傳動精度，齒輪安裝后，傳動側隙和齒面接觸斑點應滿足國家標準 3）潤滑要求：軸承部位油脂的填入量要小于其所在軸承腔空間的2/3。減速器的潤滑劑在跑合后要立即更換，其次應該定期檢查，半年更換一次。潤滑軸承的潤滑脂應定期添加。 4）密封要求：為防止?jié)櫥瑒┝魇Ш屯獠侩s質侵入箱體，減速器剖分面，個接觸面和密封處均不允許漏油。在不允許加密封墊片的密封界面，如在機蓋機體間，裝配是涂密封膠或水玻璃，其他密封件應選用耐油材料。 5）對箱蓋與底座結合面禁用墊片，必要時可涂酒精漆片或水玻璃。箱蓋與底座裝配好后，在擰緊螺栓前應用0.05mm塞尺檢查其密封性。在運轉中不許結合面處有漏油滲油現象。 3.試驗要求：減速器裝配完畢后要進行空載試驗和整機性能試驗。 空載實驗：在額定轉速下正反轉各1～2小時，要求運轉平穩(wěn)、聲響均勻、各聯接件密封處不得有漏油現象。 負載實驗：在額定轉速及額定載荷下，實驗至油溫不再升高為止。通常，油池溫升不得超過，軸溫升不得超過。 4.搬動減速器應用底座上的釣鉤起吊。箱蓋上的吊環(huán)僅可用與起吊箱蓋。 5.機器出廠前，箱體外表面要涂防護漆，外伸軸應涂脂后包裝。運輸外包裝后，要注明放置要求。 參考文獻 [1] 王之櫟，王大康. 機械設計綜合課程設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007.8 [2] 楊可楨，程光蘊，李仲生，錢瑞明. 機械設計基礎[M]. 北京：高等教育出版社，2013.8