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 = 100.68Mpa44800h故 I轴上的轴承7800C在有效期限内安全。8.2 II轴上轴承7800C的寿命计算预期寿命：已知，20820h44800h 故III轴上的轴承6214满足要求。9.键连接的校核9.1 I轴上键的强度校核查表4-5-72得许用挤压应力为I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。9.2 II轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。9.3 III轴上键的校核 查表4-5-72得许用挤压应力为 I-II段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。10.润滑及密封类型选择10.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。10.2 密封类型的选择1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。11.减速器附件设计11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表6表11-4选观察孔盖的尺寸分别为。11.2 油面指示装置设计油面指示装置采用杆式油标指示选择M16型。11.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表11-5选 型通气罩。11.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表7-11选型外六角螺塞。11.5 起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。（单位mm）11.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有2个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。11.7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。d=8mm 12.主要尺寸及数据 箱体尺寸： 箱体壁厚=8.35mm 箱盖壁厚=8mm 箱座凸缘厚度b=1.5=mm 箱盖凸缘厚度b=15mm 箱座低凸缘厚度b=mm 地脚螺栓直径d=mm取20mm 地脚螺栓数目因为a=214250,所以n=4 轴承旁联接螺栓直径d=取16mm 机座与机盖联接螺栓直径d=mm 联接螺栓d的间距l=179mm 轴承端盖螺钉直径d= 窥视孔盖螺钉直径d= 定位销直径d= d,d,d至外箱壁的距离c=26mm，22mm，16mm d，d至凸缘边缘的距离c=24mm，14mm 轴承旁凸台半径R=14mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L=60mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离=11mm 齿轮端面与内箱壁距离=9mm 箱盖，箱座肋厚m=m=7mm 轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（55.5）d 以上数据参考机械设计课程设计指导书传动比：分配传动比：i=2.968 i=4.156各新的转速 ：n=970r/min n= 各轴的输入效率：各轴的输入转矩：轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴111.0279701轴10.891.0279702轴10.5653.056326.823轴10.4591.2778.638卷同轴10.1471.2778.638参考文献:1 宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。2 濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：