机械设计课程设计(二级减速器).doc

机械设计课程设计任务书一、 设计任务书：1.设计要求：设计带式运输机传动装置。运输机工作有轻微振动，单向运转，空载启动，使用限期8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允差为5%。其中减速器由一般规模小型批量生产。2.设计内容及工作量：1、 确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。2、 选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。3、 传动装置中的传动零件设计计算。4、 绘制传动装置中减速器装配图一张（A1）。（手绘）5、 绘制减速器齿轮及轴的零件图各一张（A4）。（计算机绘制）6、 编写设计计算说明书一份。完成以上工作后准备机械设计部分的答辩。二、传动方案拟定与分析:1、带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。2、 采用闭式齿轮传动，可以得到良好的润滑与密封，更能适应在铸造车间繁重恶劣的条件下长期工作，且使用与维护方便。3、 综上所诉，所采用的系统传动方案如下图所示：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器三、电动机的选择1、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列封闭式三相异步电动机。原始数据题号B7 F2运送带工作拉力F/N2200 1000运输带工作速度v/(m/s)1.6 1.35卷筒直径D/mm450 3102、功率选择 (1) 确定电动机效率Pw 按下试计算 式中Fw=1000N V=1.35m/s 工作装置的效率考虑带.卷筒器及其轴承的效率,还有数据选择和其他误差的情况，因此取 代入上试得 (2) 确定电动机的型号根据电动机的输出功率功率 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由式 由表2-4可查得：联轴器传动效率；齿轮传动效率（8级精度一般齿轮传动）滚动轴承效率；则=0.9（考虑到误差关系和计算方便问题）所以电动机所需工作功率为=考虑到误差关系 P1.5kw按工作要求和工作条件查找【2】表2.1中选用Y112M1-6型号三相异步电动机，其数据如下：电动机额定功率 P=2.2 kw ；同步转速为1000；满载转速=940；电动机轴伸出端安装长度为80 mm ；电动机轴伸出端直径为38 mm ；四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比：1、总传动比为 其中：为高速级传动比；为低速级传动比。运输机转速： 总传动比： 2.分配传动比 3各轴传动参数 （1）各轴的转速： 高速轴转速: 中间轴转速: 低速轴转速: 卷筒转速: （2）各轴的输出功率：高速轴I 的输入功率： 中间轴 II 的输入功率： 低速轴 III 的输入功率： 卷筒的输入功率： (3) 各轴转矩：高速轴输入转矩： 中间轴输入转矩： 低速轴输入转矩： 卷筒输入转矩：由以上数据得各轴运动及动力参数表：轴名功率转矩转速电机轴439.7929601轴3.9639.3949602轴3.84160.746228.1373轴3.73529.75967.241卷筒轴3.61512.71567.241五、传动零件设计计算（齿轮）一. 高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取1). 按齿轮面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=12.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。 计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 3.计算载荷系数查表10-2得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由b/h=9.331 由图10-13得故载荷系数 4.校正分度圆直径由机械设计5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=43.668mm，算出小齿轮齿数大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径43mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮工作图如下图所示二. 低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 取2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数 7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。 计算齿宽b 计算齿宽与齿高之比b/h3.计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由b/h=9.33 由图10-13得故载荷系数 4.校正分度圆直径 由机械设计，5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得 4.计算载荷系数K5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值=2.5mm 接触强度算得的分度圆直径=70.626mm，算出小齿轮齿数大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径48mm 轮毂长度 与齿宽相等轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm125160传动比i4.673.59模数mmm22.5压力角2020齿数Z22210328100分度圆直径dmm44206670250齿顶圆直径damm4821075255齿根圆直径dfmm3920163.75243.75齿宽bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240七、减速器装配草图设计1.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力=1501轴左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm，轴段长56mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm2轴轴段长为73mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=63mm轴段长为43mm，轴径为43mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=35mm3轴轴段长为68mm，轴径为48mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=9mm,L=58mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长78mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm2.键类型的校核1轴T=23.94N.m ，则强度足够， 合格2轴T=103.60N.m ， 则强度足够， 合格3轴T=360.25N.m ，则强度足够， 合格,均在许用范围内。2.轴的选用以及校核轴的结构设计及选用1.初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 1轴 ，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=302轴 ，取d2=353轴 ,取d3=382.初选轴承1轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor30207357217426254.263.530208408018476963.074.03.确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。轴的校核计算1. 1轴强度校核1 1). 高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa2）.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力径向力3）.计算弯矩水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：故 取=0.6， 计算轴上最大应力值： 故高速轴安全，合格。弯矩图如下：2 1). 低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa2）.计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力径向力3）.计算弯矩水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：故 取=0.6， 计算轴上最大应力值： 故低速轴安全，合格。弯矩图如下：中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴30207两个，轴30207两个，轴选用30208两个 (GB/T297-1994) 寿命计算：轴 1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30207 2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷所以轴承30207安全，合格轴 1.查机械设计课程设计表8-159，得深沟球轴承30208 2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：4.已知预期得寿命 10年，两班制基本额定动载荷所以轴承30208安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承30207安全，合格。十二.联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器1.减速器进口端 选用TX3型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用Z型轴孔，A型键，轴孔直径d=2230mm,选d=30mm,轴孔长度为L=45mm2.减速器的出口端 选用GY5型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用Y型轴孔，C型键，轴孔直径d=5071mm,选d=50mm,轴孔长度为L=60mm