机械设计课程设计—斜齿圆柱齿齿轮减速器.docVIP

机械课程设计说明书1机械设计课程设计说明书设计题目： 斜齿圆柱齿齿轮减速器（9）姓 名： 学 号： 2013050509 指导教师： 成 绩： 2015 年 6 月 日河池学院物理与机电工程学院目录设计任务书3一、课程设计目的3二、课程设计题目3三、课程设计任务4第一部分 传动装置总体设计5一、电机的选择5二、计算传动装置总传动比及分配各级传动比5三、计算传动装置的动力和运动参数5第二部分 V带传动的设计6一、V带传动的设计6第三部分 齿轮的结构设计8一、高速级和低速级减速齿轮设计（闭式圆柱齿轮）8第四部分 轴的结构设计11一、输入轴的设计11二、输出轴的设计14第五部分 轴承的选择及校核16一、各轴轴承的选择18第六部分 键的选择18第七部分 联轴器的选择18第八部分 箱体的结构设计19第九部分 减速器的附件设计19第十部分 减速器的润滑及密封20第十一部分 机械课程设计心得20第十二部分 参考文献21设计任务书1、 课程设计的目的1. 培养正确的设计思想，训练综合运用所学的理论知识解决工程实际问题的能力。2. 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置的设计过程和进行方式。3. 设计基本技能的训练。如计算、绘图、熟练和运用设计资料、手册、图册、标准和规范等。4. 研究分析设计题目和工作条件，明确设计要求和设计内容。5. 认真复习与设计有关的章节内容，提倡独立思考、深入钻研，主动地、创造性地进行设计。6. 设计态度严肃认真，一丝不苟，反对照抄照搬，抄袭他人设计，容忍错误等问题。7. 通过设计在设计思想，设计方法和设计技能等方面得到良好的训练。2、 课程设计题目 设计用于带式运输机的传动装置（简图如下）1. 原始数据：数据组编号9运输带拉力F/N2400运输带工作速度V(m/s)1.2卷筒直径D(mm)4102. 工作条件：1) 带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为5%。2) 使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。 3.相关数据：表1 常用机械传动比范围选用指标传动类型齿轮传动带传动单级传动比（常用值）圆柱V型3624最大值表2 常用机械传动效率机械传动类型理论传动效率实际取值圆柱齿轮传动闭式传动0.960.980.97V带传动0.940.970.96滚动轴承0.980.9950.99联轴器0.990.9950.99滚筒50.963、 课程设计任务1. 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；2. 零件图工作图23张（传动零件、轴、箱体等，A3图纸）；第一部分 传动装置总体设计一、电动机的选择1. 电动机的类型：按工作要求和工作环境条件，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2. 电动机功率选择：1 工作机所需功率：2 传动装置总效率：3 电动机输出功率：电动机转速：960r/min3. 确定电动机的转速： 滚筒工作转速：由表1中的合理传动比范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围，V带传动比范围，则总传动比合理范围为。所以电动机转速的可选范围为。4. 确定电机的型号： 由以上计算知，以及综合考虑电动机、传动装置的尺寸、结构、带传动、减速器的传动比和有效使用率，确定电动机的型号为Y132M1-6，满载转速960r/min。电机主要参数：型号额定值效率(%)外形尺寸(长宽高)/mm质量/kg功率/kw转速/kwY132M1-64.096084515350315732、 计算传动装置总传动比及分配各级传动比1. 总传动比：i=960/56=172. 分配各级传动比： 因为是，单级减速器传动比i1=36，这里取i1=3,。3、 计算传动装置的动力和传动装置1. 各轴的转速（r/min)： 电动机转速：960r/min 轴： 轴：2. 各轴功率： 电动机输出功率：Pd=3.35KW 轴：P1=Pd2=3.350.96=3.216KW 轴：P2=P113=3.2160.970.99=3.09KW 卷筒轴：P3=P234=3.03kw3.各轴转矩： 电动机转矩：T=9550Pd/n=95503.35/=33.3Nm 轴：T1=9550P1/n1=95503.216/320=95.977Nm 轴：T2=9550P2/n2=95503.09/56.47=522.57Nm 卷筒轴：T3=9550P3/n3=95503.03/56=516.72Nm 将运动和运动参数计算结果整理后列入下表：表3 运动和运动参数表参数轴的名称电动机轴轴轴卷筒轴转速n/rmin96032056.4756功率P/KW33.2163.093.03转矩T/Nm33.3159.96522.57516.72传动比351第二部分 V带传动的设计V带传动的设计：1. 确定计算功率 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，所以2. 选择V带的类型 根据计算功率Pca、转速n由图8-11选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1。 由课本表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1(dd)min=75。此处取小带轮的基准直径dd1=125mm。4. 验算带速v。因为5m/sv30m/s，所以带速合适。5. 计算大带轮的基准直径dd2。 根据式i=n1/n2dd2/dd1，得dd2=425mm,取标准值dd2=4007. 确定中心距，并选择V带的基准长度Ld 根据经验，一般初选带传动的中心距为0.7(dd1+dd2)02(dd1+dd2),既367.501050,初定中心距0=700mm. 由式Ld020+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/40 =2700+1.57525+27 =2251.25mm 根据课本表8-2选带的基准长度Ld=2200mm 实际中心距： 由式0+(Ld-Ld0)/2=700-39.9=674.375mm中心距的变化范围8. 验算小带轮上的包角19. 确定带的根数 计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=125mm和n=960r/min，查课本1表8-4得P0=1.37kw。根据n=960r/min,i=3和A型带，查课本表8-5得P0=0.11kw。查课本表8-6得K=0.93，表8-2得KL=1.06，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.37+0.11)0.931.06=1.46KW。 计算V带的根数ZZ取3根。10. 确定带的初拉力F0 由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以11. 计算轴上压力Fp12. 主要设计结论选用A型普通V带3根，带基准长度2200mm，带轮基准直径dd1=125mm，dd2=400mm，中心距控制在=631.75710.5mm，带轮宽B=48mm。单根带初始拉力F0=205.587N。第三部分 齿轮结构的设计1、 高速级和低速级减速齿轮设计（闭式圆柱齿轮）1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 考虑加速器的传递功率大，参考课本表10-6，选用7级精度的直齿圆柱齿轮，压力角为20。由课本表10-1，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240HBS。齿面精糙度Ra1.63.2m。闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一点为好，小齿轮可取的齿数范围z1=2040。这里取z1=24,大齿轮齿数z2=uz1=324=72。 载荷系数KHt=kAKVKK=1111.3=1.3 由课本表10-7选取齿宽系数d=1.0。 查课本表10-20得区域系数ZH=2.5。 查课本表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa。 计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 计算解除疲劳许用应力H=(H1+H2)/2H=HlimKHN/S 由课本2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa 由课本2 10-13式N1=60n1jlhN1=609601(2830010)=2.765109 N2=N1/3=921.6108 由课本2 图10-19取KHN1=0.9，KHN2=0.95 取失效率为1%，安全系数S=1 H1=Hlimz1KHN1/S=6000.9=540Mpa H2=Hlimz2KHN2/S=5500.95=522.5Mpa区其中较小的值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H=H1=H2=522.5Mpa2. 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮传递的转矩：T1=9.55106P1/n1=9.551063.216/320Nmm=95977.5Nmmmm 调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备 计算齿轮的圆周速度v： 计算齿宽b:b=dd1t=160.42mm=60.42mm 计算实际载荷系数KH。 由课本1表10-2查得使用系数KA=1。 根据v=1.01m/s、7级精度。 由图10-8查得动载荷系数KV=1.05。 齿轮的圆周力:F1t=2T1/d1t=295977.5/60.42 N=3177 NKAFt1/b=13177/60.42 N/mm=52.58N/mm100Nmm,查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0由表10-4用插值法查KH=1.314，结合b/h=10.765查图10-13，得KF=1.28。则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.021.01.28=1.3056按实际动载荷系数算得齿轮模数对比此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m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疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.675mm并就近圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得得分度圆直径d1=61.63mm,算出小齿轮齿数z1=d1/m=61.63/2=30.815。取z1=31,则大齿轮齿数z2=uz1=93。 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算 计算分度圆直径：d1=z1m=312mm=62mmd2=z2m=932mm=186mm 计算中心距： 计算齿轮宽度：取b=62mm，b1=b+(510)mm=67134mm，取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=62mm。5. 圆整中心距后的强度校核 计算变位系数和 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 z=z1+z2=31+93=124 x=x1+x2=(inv-inv)z/(2tan) =(inv22.069-inv20)124/(2tan20) =1.050 Y=(-)/m=(145-124)/2=0.5 y=x-y=1.05-0.5=0.55 从课本1图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。 分配变位系数x1、x2 由图10-21b可知，坐标点（z/2,x/2）=(72,0.525)位于1.14线和L15线之间。按这两条线作射线，再从横坐标的z1、z2、处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502、x2=0.503。6. 主要设计结论 齿数z1=31、z2=93，模数m=2mm，压力角=20，变位系数x1=0.502、x2=0.503，中心距a=124mm,齿宽b1=70mm、b2=62mm.小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。第四部分 轴的结构设计 轴和轴的输入功率 P11=P13=3.2160.99=3.18384KW P22=P23=3.090.99=3.0591KW T11=9.55106P11/n1=9.551063.184/3200.99 =94067Nmm T22=9.55106P22/n2=9.551063.06/56.470.99 =512170.37Nmm1、 输入轴的设计 按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217255HBS 求作用在齿轮上的力 Ft=2T11/d1=294067/62=3034.42N Fr=Fttann/cos=3034.42tan20/cos13.5=1683N Famin=Fttan=3034.42tan13.5=1079N 初步确定轴的最小直径 先按课本1式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0=112,于是得： 段：d1=25mm 轴的结构设计 高速轴初步确定采用齿轮轴，即将齿轮与轴制为一体。根据轴上零件的安装和固定要求，初步确定轴的结构，设有7个轴径。由于，输入轴最小段与V带大轮相连，并以平键形式链接，此处同时设计好大带轮内径及最小段轴长度，故大带轮内径为d带轮=25mm，大带轮宽度为B=48mm，所以L1=60mm。 II段:为了满足大带轮的轴向定位要求，第一段到第二段需要制出一轴肩，取轴肩高h=1.5mm故取第二段直径d2=d1+2h=28mm。所以d2=28mm 第二段应与箱体相连，故需要考虑箱体内壁厚度，暂取L2=33mm，同时挡油圈应介于此内壁与轴承之间，查表选取内径为32mm的挡油圈厚度12，,故II段长：L2=（33+12）=45mm III段：次段装轴承，取轴肩高度h为1mm，则d33=d22+2h=30mm。选用深沟球轴承。查文献p476附录24，此处选用的轴承代号为6306，其内径为30mm，宽度为19mm。为起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小1-2mm。取此段长L3=17mm。 段：为使齿轮与轴承不发生相互冲撞以及加工方便，齿轮与轴承之间要有一定的距离，取轴肩高度为1mm，则d44=d66=d3+2h=33mm，长度为L4=L6=5mm。 段：此段为齿轮轴段，由小齿轮分度圆直径d1=62mm，可知d6=62mm，因为小齿轮的宽度为70mm，L5=70mm。 段：用于段与轴承间的连接，选用的轴承与右边一样，即d7=30mm，L7=17mm。由此可算出，两轴承的跨度L=17+52+70=97mm。 高速轴的轴段示意图如下：3、 输入轴的校核 绘制轴受力简图（如图a） 绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm 绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm 绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm 绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2= 26.62+(148)21/2=54.88Nm 校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa所以该轴强度足够。二、输出轴的设计1. 按扭矩初算轴径 1）选用45#调质，硬度217255HBS 2） 求作用在齿轮上的力 Ft=2T22/d1=2512170.37/56=18139.556N Fr=Fttann/cos=tan20/cos13.5=5893.9N Famin=Fttan=tan13.5=1268.9N 4）初步确定轴的最小直径 先按课本1式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0=106,于是得：参阅文献取d2min=40mm。2. 轴的设计 1）轴上零件的 根据轴上 零件的安装和固定，并考虑配合高速轴的结构，初步设定轴的结构，初步设定轴段有6段。 2）确定轴的各段直径和长度 按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=236.5mm求转矩：已知T3=732Nm求圆周力Ft：根据课本2 P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=6190N求径向力Fr根据课本2 P127（6-35）式得Fr=Fttan=2322N所以两轴承对称即LA=LB=49mm 输出轴具体机构设计： 段：此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d21=40mm，根据机械基础P482附录32，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为40mm，轴孔长度为84mm。根据联轴器的轴孔长度，又由机械基础P475附录23，取轴伸段（即段）长度L182mm。 段：查机械基础P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=mm此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。 段：取轴肩高度h为1.5mm，则d3=d2+2h=43+2mm。此段装轴承与套筒。选用深沟球轴承。查机附录24，此处选用的轴承代号为6209，其内径为45mm，宽度为20.5mm。为了起固定作用，此段的宽度比轴承宽度小12mm。取套筒长度为10mm，则此段长L3=（20.5-2）+10+2=40.5mm。 段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=mm。因为大齿轮的宽度为62mm，则L4=62-2=60mm。 段：取轴肩高度h为2.5mm，则d5=d4+2h=55mm，长度与右面的套筒相同，即L5=10mm。 段：此段装轴承，选用的轴承与右边的轴承一致，即d6=45mm，L617mm。由上可算出，两轴承的跨度L20.5+210+62=102.5mm。 输出轴校核 求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=903.35N 由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm 截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm 计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm 计算当量弯矩： 根据课本2 P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm 校核危险截面C的强度 由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453) =1.36Mpa-1b=60Mpa所以，此轴强度足够。第五部分 轴承的选择及校核 选用的轴承是6306深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为 由机械基础P407表186查得，fd1.21.8，取fd=1.2。 因为Fa1=0N，Fr1= 518.8N，则 查机械基础P407表185得，X= 1，Y= 0 。 查机械基础p406表18-3得：ft=1 ， 查机械基础p405得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr= 20.8KN；则 所以预期寿命足够，轴承符合要求。2.计算输出轴承 选用6209型深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为 由机械基础P407表186查得，fd1.21.8，取fd=1.2。 因为Fa2=0N，Fr2=492N，则 查机械基础P407表185得，X=1 ，Y=0 。 查机械基础p406表18-3得：ft=1 ， 查机械基础p405得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，Cr=22.8KN；则所以预期寿命足够,轴承符合要求。第六部分 键的选择轴上零件的周向固定选用A形普通平键，联轴器选用B形普通平键。 高速轴（参考机械基础p471、附录17，袖珍机械设计师手册p835、表15-12a）：根据带轮与轴连接处的轴径25mm，轴长为60mm，查得键的截面尺寸b8mm ，h7mm 根据轮毂宽取键长L40mm 高速齿轮是与轴共同制造，属于齿轮轴。 低速轴：由安装齿轮处轴径，查得键的截面尺寸，根据轮毂宽取键长。根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，取键长L=50mm。根据轮毂宽取键长L72mm（长度比轮毂的长度小10mm） 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器。 查课本表14-1得：K=1.5，=KT=1.5732=1089Nm 选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩=1250 Nm，。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=30mm，轴孔长度L=84mmLX3型弹性套住联轴器有关参数如下表：型号公称转矩T/(Nm)许用转速n/（r轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型LX3125047004084160HT200Y型第八部分 箱体的结构设计采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=124mm 总长度L：L3a=375mm总宽度B：B2.7a=337.5mm 总高度H：H2.4a=300mm 箱座壁厚：=0.025a+1=0.025125+1=4.125mm8mm，未满足要求，直接取8 mm箱盖壁厚：=0.02a+1=3.5mm8mm，未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁凸台半径R1： 箱体外壁至轴承座端面距离： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=160mm250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： 凸缘联接螺栓直径： ,取10mm凸缘联接螺栓间距L：， 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n4 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径：,取d46mm检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm3050 ，取 40mm 箱体内壁至箱底距离： 20mm减速器中心高H： ，取H185mm。箱盖外壁圆弧直径R： 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1： 箱体内壁轴向距离L2： 两侧轴承座孔外端面间距离L3： 第九部分 减速器的附件设计减速器附件的选择名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB5782 1986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 93 1987螺母安装3A3M10GB 61701986游标测量油面高度1组合件通气器透气1A3第十部分 减速器的润滑及密封1. 润滑剂 查机械设计课程设计手册P85表7-1，选用L-AN3240时运动粘度28.835.2，倾点-5 闪点150由于齿高h=4.5mm，箱体底部润滑剂深度要求30mm，故取箱体底部深度为35mm，润滑剂总深度H=40mm 2. 油标 查机械设计课程设计手册P88表7-7，选用B形压配式圆形油标。 D=58mm, 视孔d=40mm3. 密封 1）轴承孔的密封 查机械设计课程设计手册P90表7-12。输入轴左轴承左端采用毡圈油封，输 出轴右轴承右端采用毡圈油封，由于两处轴径均为d=35mm，故均选用毡圈35（d=35mm的毡圈），D=49mm，d1=34mm，d0=36mm，材料为半粗羊毛毡。 2）箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 3）观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。第十一部分 机械课程设计心得 三个星期的机械设计课程设计在我们埋头苦干间不经意划过，在此期间，我们认真学习，查考资料，悉心思索，终于在规定时间内我完成此次课程设计作业，在为期三个星期内完成这次设计不可谓不艰辛，然而，我却从这三个星内学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，同时对大一大二的内容也进行了复习，而且在实践中运用，更是令我印象深刻，深切体会到机械这门课程并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生庆幸自己终于认真独立地做了一次全面的机械设计，我从中遇到也学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格，现在我终于知道当