机械设计课程设计-设计输送机的同轴式减速器.doc

目 录1. 设计目的32. 设计题目33. 设计方案44. 选择电动机45. 分配传动比56. 传动系统的运动和动力参数计算57. 设计高速级齿轮68. 设计低速级齿轮119. 减速器轴及轴承装置、键的设计15轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计16轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计22轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2810. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3412. 设计总结3513. 参考文献361. 设计目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力，学会应用标准、手册、查阅有关技术资料。2. 设计题目设计一个输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为2200N，运输带速度为1.6m/s，运输机滚筒直径为450mm。条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度允差为5%。其中减速器由一般规模厂中小批量生产。减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。3. 设计方案设计内容计算及说明结果动力源电动机齿轮斜齿传动平稳,两对齿轮的螺旋角不同高速级做成斜齿，低速级做成斜齿轴承深沟球球轴承联轴器弹性联轴器4. 选择电动机设计内容计算及说明结果类型根据工作要求和工作条件选择电动机选用Y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为： PwFv/10003.52kW弹性联轴器传动效率(两个)取10.992球轴承传动效率(四对)为20.984圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为30.972输送机卷筒效率为40.96电动机所需工作功率为：要求电动机输出功率为转速二级圆柱齿轮减速器传动比i=840,而工作机卷筒的转速为： 所以电动机转速可选范围为：决定选用同步转速为1000r/min的电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，查得型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机，其参数如下：额定功率kW=5.5满载转速r/min=960选用型号Y132M2-6封闭式三相异步电动机5. 分配传动比设计内容计算及说明结果分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下， 6. 传动系统的运动和动力参数计算设计内容 计算及说明结果传动系统的运动和动力参数计算1、 各轴的转速轴 轴 轴 卷筒轴 2、 各轴的输入功率轴 轴 轴 卷筒轴 3、 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为轴 轴轴卷筒轴轴号电动机两级圆柱减速器工作机电动机轴I轴II轴III轴卷筒轴转速n(r/min)960960255.36868功率P(kw)4.314.274.063.863.74转矩T(Nmm)两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i13.763.761传动效率0.990.950.950.977. 设计高速级齿轮设计内容计算及说明结果选精度等级、材料和齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传动） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。） 选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2i113.7624=90.24,取Z2=91。选取螺旋角:初选螺旋角设计内容计算及说明 结果按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得，则（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，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，取2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则齿数几何尺寸计算） 计算中心距将中心距圆整为114mm）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取；中心距=114mm螺旋角分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度8. 设计低速级齿轮设计内容计算及说明结果选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传动） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数取选取螺旋角:初选螺旋角按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即（） 试选载荷系数 （） 由图，选取区域系数 （） 由图查得（） 计算小齿轮传递的转矩 （） 由表选取齿宽系数 （） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图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（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得 ） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的平均值（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算齿宽与齿高之比模数齿高（） 计算纵向重合度 （） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由表查得使用系数由表查得由图23查得故载荷系数（7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（8）计算模数分度圆直径模数按齿根弯曲强度设计由式弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值（） 计算载荷系数（） 根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（） 计算当量齿数（） 查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（8）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿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，并就近圆整为标准值n2。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算中心距 圆整为152mm） 按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算齿宽取中心距螺旋角分度圆直径齿宽9. 减速器轴及轴承装置、键的设计 输入轴 中间轴 输出轴轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计设计内容计算及说明结果输入轴的设计及其轴承装置、键的设计1输入轴上的功率求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为40Cr，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，校正值，联轴器的计算转矩 查表14-1取，则查机械设计手册（软件版），选用LM4型梅花弹性联轴器，其公称转矩为140N。半联轴器的孔径，轴孔长度L45,J型轴孔,C型键,轴段1的直径,轴段1的长度应比联轴器主动端轴孔长度略短,故取轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径（2）初选型号7206C的角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取( 3 )由于是做成齿轮轴，.故取 ( 4 )由上可确定轴段5的直径, 取,取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据7206C角接触球轴承的定位轴肩直径确定,即 ( 5 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=9mm,取轴承宽度T=16mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端离K=20mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,（6）键连接。联轴器：选圆头平键 键A 8*36 GB1095-1979 t=4mm h=7mmb=8mm5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图BL3L2L1FV1FH2FV2FaFrFtFH1CFV2FV1FtMVBFH2FrFaFH1TM2M1MHBMHB选轴的材料为40Cr，调质处理选用LM4型梅花弹性联轴器轴的尺寸（）：输入轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在垂直面上在水平面上 故 总支承反力） 画弯矩图 故 4）画转矩图 6 校核轴的强度 C剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故C剖面左右两侧均为危险剖面即4-5段的左右两侧，先计算C面的左侧： 轴的材料为40Cr, 调质处理. 由 表 15-1 查得 ,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全计算C的右侧面：过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出=0.8，并取有：=2.83，=2.27，同时于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得: 故安全7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=70mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度联轴器: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 按表13-6,取, 介于0.0290.058间，e值介于0.400.43有：，故e。在表13-5中,对应的e值为0.40.43,Y值为1.41.3线性插值法求Y值 故 查表13-3得预期计算寿命 ，按一天工作8小时一年300天可用35年轴校核安全键校核安全轴承选用7206C角接触球轴承，校核安全寿命（）为轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计设计内容 计算及说明结果中间轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩求作用在车轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径由于此处开键槽，校正值，故取轴段1的直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号7207C角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故 ( 2 )轴段2上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 3 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段3的直径, 轴肩高度,取,为了与1、3轴的齿轮相啮合，故取 ( 4 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=17mm.故取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,（ 5 ）键连接。高速齿轮：选普通平键 键A 12*40 GB1095-1979 t=5mm h=8mm L=40mm低速齿轮：选普通平键 键A 12*60 GB1095-1979 t=5mm h=8mm L=60mm5.轴的受力分析1)画轴的受力简图TMBMCMCM BMHCMHCMHBMHBFt1L1L2L3FV2Ft2FH1FV1Fa1Fr1Fa2Fr2FH2CBFV2Ft2Ft1FV1Fr2MVBFH1Fr1Fa1Fa2FH2MVC选轴的材料为钢，调质处理轴的尺寸（）：中间轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在垂直面上 MVB=FV1L1=206.4752.8=10901.62NMVC=FV2L3=-3286.3662.8=180450.78N在水平面上 总支承反力3 ) 画弯矩图 故 4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度高速大齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故高速大齿轮剖面为危险剖面 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全同时由于低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面 其他参数同上。 故安全7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则B面： C面： 查表15-1得=60MPa,因此,故安全.8 校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向:因此,轴承2为受载较大的轴承,按轴承2计算,介于0.0580.087间，e值介于0.430.46间, 故e。查表13-5得X=0.44,Y=1.4按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命 轴承选用7212C角接触球轴承，校核安全寿命（）为10. 润滑与密封设计内容计算机说明结果润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂11. 箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+58.8mm机盖壁厚11=0.025a+58.8mm机座凸缘壁厚b=1.513.2mm机盖凸缘壁厚b1=1.5113.2mm机座底凸缘壁厚b2=2.522mm地脚螺钉直径df =0.036a+1217.5mm地脚螺钉数目a1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=19mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=52mmK1=42mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113.1mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df14mm12.设计总结课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，