机械设计课程设计两级展开式圆柱直齿轮减速器.doc

机械设计课程设计姓名： 班级： 学号： 指导教师： 成 绩： 日期：2016 年 3 月 目 录1. 设计目的22. 设计方案33. 装置运动动力参数计算74.齿轮设计185.轴类零件设计286.轴承的寿命计算317.键连接的校核328.润滑及密封类型选择 339.减速器附件设计 33 10.心得体会 3411.参考文献 351. 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 （2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。 （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案及要求 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：1输送带2电动机3V带传动4减速器5联轴器 技术与条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 8年每年按350天计算， 每天16小时计算；2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，工作环境清洁，小批量生产；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过；滚筒传动效率0.96；5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求 1）减速器装配图1张； 2）零件图2张（中间级齿轮，中间级轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 4）相关参数：F=5.430KN，V=1.75，D=425mm。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=5.43KN，V=0.6。则有：P=9.5025KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知=0.99，=0.99，=0.98，=0.96所以电动机所需的工作功率为： P=3.3 确定电动机型号查表12-1确定电机的型号为Y160L-6系列电动机.其满载转速为970r/min,同步转速为1000r/min，额定功率为11KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。4.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=970输入功率：P=P=11kw输出转矩：T=9.55=9.55 =1.083N轴（高速轴） 因为传动比较小所以不需要带轮，高速机转速与电动机转速相同都为970 P=P 输入转矩：T=9.55=9.55 =1.072N 轴（中间轴）转速：n=输入功率：P=P输入转矩T=9.55T=9.55 轴（低速轴）转速：n=输入功率：PP=10.459KW输入转矩：TN 卷筒轴：转速：n输入功率：P=P =5.28 =10.147KW输入转矩： N各轴运动和动力参数表4.1轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴119701轴10.899702轴10.565326.823轴10.45978.638卷同轴10.14778.638图4-15.齿轮设计5.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为Z=20，大齿轮齿数Z可由Z=得 Z=59.36，取59；初选螺旋角，压力角2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 试选K=1.3。 由图10-12选取齿宽系数。 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数=由式10-23可得螺旋角系数。=2）试计算小齿轮分度圆直径 =53.7997mm取53.8（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v v=2.732m/s 计算齿宽b b=153.8=53.8mm2）计算实际载荷 K由表10-2查得使用系数K=1根据V=2.732m/s，8级精度查得动载荷系数K=1.16齿轮的圆周力F=2T/d=2/53.8=KF/b=/51.8=74.04N/m100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.455则载荷系数为：K=KKKK=1=2.363 3） 由式10-12可知，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数 试选载荷系数K=1.3。 由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y=arctan（tancos）=arctan（tancos）=13.=/由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查图10-17得齿轮系数Y=2.83，Y=2.24由图10-18查得应力修正系数Y=1.51，Y=1.74=0.0140=0.0163因为大齿轮的大于小齿轮的所以取=0.01632） 试计算齿轮模数 = =1.819mm（2） 调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 mm 齿宽b齿高h及宽高比b/hh=b/h=37.439/4.093=9.162）计算实际载荷系数根据v=1.89m/s，8级精度由图10-8查得动载荷系数由, 查表10-3得齿间载荷分配系数（8级硬面斜齿轮）由表10-4用插值法查得结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为 3) 由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=65.658mm来计算小齿轮的齿数，即，取则取两者互质4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a取a=127mm（2） 按修整后的中心距修正螺旋角 （3）计算大小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 b= 取 5. 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1) 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果 满足齿面接触疲劳强度条件（2) 齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果如下将他们带如下式得到： = 109.06Mpa = 100.68Mpa100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.461则载荷系数为：K=KKKK=1=2.086 3） 由式10-12可知，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数 试选载荷系数K=1.3。 由式10-18可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y=arctan（tancos）=arctan（tancos）=13.=/由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查图10-17得齿轮系数Y=2.6，Y=2.18由图10-18查得应力修正系数Y=1.61，Y=1.81=0.0137=0.0165因为大齿轮的大于小齿轮的所以取=0.01653） 试计算齿轮模数 = =2.228mm（3） 调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 mm 齿宽b齿高h及宽高比b/hh=mmb/h=57.405/5.013=11.452）计算实际载荷系数根据v=0.982m/s，8级精度由图10-8查得动载荷系数由, 查表10-3得齿间载荷分配系数（8级硬面斜齿轮）由表10-4用插值法查得结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为 4) 由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=3mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=81.499mm来计算小齿轮的齿数，即，取则取两者互质4.几何尺寸计算（1）计算中心距 a取a=214mm（2）按修整后的中心距修正螺旋角 （3）计算大小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 b= 取 5. 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（3) 齿面接触疲劳强度校核2）计算实际载荷 K由表10-2查得使用系数K=1根据V=1.423m/s，8级精度查得动载荷系数K=1.08齿轮的圆周力F=2T/d=2/83.14=KF/b=/83.14=88.41N/m100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4(硬齿面)由表10-4用插值法查得8级精度小齿轮相对支撑对称布置时K=1.464则载荷系数为：K=KKKK=1=2.214根据计算得到如下新结果 满足齿面接触疲劳强度条件（4) 齿面弯曲疲劳强度校核按前述类似做法得到计算结果如下将他们带如下式得到： = 109.06Mpa = 100.68Mpa 5. 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)名称符号计算公式及说明模数m3压力角齿顶高=3齿根高=(+)m=3.75全齿高=(2+)m=6.75分度圆直径=m Z=83.14=m344.86齿顶圆直径=（）m=87=（）m=342齿根圆直径=()m=73.5=()m=328.5基圆直径表6-27.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=10.89KW，n=970r/min，T =N2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=64.14mm F=3342N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-2，取A=115，于是得： d=A25.8mm输入联轴器处轴的直径为了使所hghghgbvcgwb的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号nvn bvnnn vkvkvkv弹性不好租销联轴器cb b bvb 联轴器的计算转矩 按照计算计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径 ，半轴器长度L=82mm，半联轴器与与轴配合的孔长度 4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图7-1 图7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其d=30mm，L=58mm。 2）初步选择角接触球轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取L=20mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=36mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用角接触球轴承，参照工作要求并据d=36mm，由轴承目录里初选7008C号其尺寸为d=40mm68mm15mm故d=40mm。所以L=20mm,mm，因为箱体内壁长度已确定为179mm，齿轮由于直径较小所以选择齿轮轴，所以剩余长度， 4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=71mm。齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用7008C轴承，则此处d=40mm。取l=46mm（3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平键，,键槽用键槽铣刀加工长为45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷从手册上查取值，。因此作为简支梁的轴的长度L=59.25+146.25=205.5mm 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2 图7-2 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=2491.12F=850.88N F=803.85N F=444.15N M=124057.776N M=130356.707Nmm T=1.072N 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =5.836MPa 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 II轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得P=10.565KW，n=326.82，T =3.056N2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=189.86mm d=86.14mmF=3219.21N，F=7351.46NF=F1202.46N F=F2746.26N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=114，于是得： d=A36.32mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=40mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用角接触球轴承，参照工作条件可选7008C其尺寸为：d=故d=40mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取21mm所以l=36mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4 图7-4 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为65mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。所以L=61mm，d=45mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件，轴肩高度h=（2-3）R，由轴径d=40mm查表15-2得R=1.6mm故取h=4.8，计算得L =6mm，d=54.6mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由于齿轮直径较小选择齿轮轴，由其齿轮宽度为90mm可取L=80mm，d=83.14mm 4）V-VI段为轴承同样选用角接触球轴承7800C，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为17mm则 L =32mm d=40mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平b,其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=4646.08N F=5924.59N F=728.235N F=-2272.035N M=N M=Nmm M=N M=N M=253010.97N M=395312.57N T=3.056N 图7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =7.58MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得=60Mp，。7.3 III轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=10.459KW，n=78.638r/min，T=1.27N2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=344.86mm而 F=NF=F7365.311766.08N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=114，于是得： d=A同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查2表14-1取K=1.3.则：T 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N。半联轴器孔径d=60mm，故取d=60mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5 图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=66mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=70mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为105mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取L=105mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =66mm和方便拆装可取L=30mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用角接触球轴承，参照工作要求d=70mm，由轴承目录里初选7014C号其尺寸为d=70mm110mm20mm，=44mm取安装齿轮段轴径为d=77mm，L=80mm，轴肩高度h=（2-3）R，由轴径d=70mm查表15-2得R=2，h=6mm则轴环处直径d=89mmmm，L=6mm。 4）因为内壁宽度已确定为179mm，则L=76+8=84mm。d=70mm。取L=20mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为80mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用