机械设计课程设计一级减速器.docx

目 录机械设计课程设计任务书I一 设计任务11.1目的任务11.2 设计内容1二 机械传动装置的总体设计32.1选择电动机32.2传动装置的总传动比及其分配4三 带传动设计63.1确定计算功率及V带带型63.2确定带轮基准直径及基准长度63.3验算小带轮包角及计算带的根数73.4计算单根V带初拉力和压轴力83.5带轮主要设计结论8四 齿轮设计94.1确定齿轮类型及齿数94.2按照设计准则计算94.3齿轮的结构设计144.3强度校核154.4齿轮设计结论16五 轴的设计175.1低速轴的设计175.2高速轴的设计205.3轴承的校核235.4键的校核245.5联轴器的选择24六 减速器润滑、密封256.1润滑的选择确定256.2密封形式25七 设计总结26参考文献27附录28II一 设计任务1.1目的任务（1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。（2）让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。（3）培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。（4）培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。（5）为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。1.2 设计内容（1） 已知条件：带式运输机传动系统示意图：图1.1 带式运输机传动系统示意图工作条件：运输机工作平稳，单向运转，空载启动，单班制工作（每班工作8小时），使用年限5年，每年300天，允许运输带速度误差为5%。原始数据： 题号为5，运输带拉力为3200N，运输带速度为1.6m/s，卷筒直径为250mm。（2） 设计内容完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。二 机械传动装置的总体设计传动装置总体设计的任务是拟定传动方案、选择电动机、确定总传动比并合理分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图设计做准备。2.1选择电动机2.1.1选择电动机类型和转速根据设计题目要求选择封闭式Y系列电动机。（1）工作机所需功率根据所选第五组第五个数据有带式输送机的运输带拉力为3200N和输送带速度为1.6m/s，则由公式： （2-1） 由输送带速度与卷筒直径、卷筒轴转速的关系： （2-2）得卷筒轴转速.（2）电动机的额定功率由电动机至工作主轴之间的总效率为： （2-3）式中，依次为V带传动效率、滚动轴承效率、圆柱齿轮传动效率、弹性联轴器、卷筒轴滑动轴承效率。查表得。 （2-4） 故 （2-5）由Y系列三相异步电动机技术参数表，选取电动机额定功率=7.5KW。（3）电动机转速由常用机械传动的单级传动比推荐值表，V带传动常用传动比范围=24，单级圆柱齿轮传动范围=36，则电动机转速可选范围为 （2-6）可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min、1500r/min的两种电动机进行比较，如表1所示表2.1 传动装置的各个参数方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y132M-47.51500144011.833.932Y160M-67.510009707.952.53.18由表中数据可知两方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，可采用方案2，选定电动机的型号为Y160M-6。2.2传动装置的总传动比及其分配2.2.1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可确定传动装置应有的总传动比： （2-7）2.2.2分配各级传动比取V带传动的传动比=2.5，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为 （2-8） 所得值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。2.2.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为： （2-9）（2）各轴输入功率 （2-10）（3）按电动机额定功率计算各轴输入功率，则各轴转矩为： （2-11）表2.2 计算结果汇总轴号功率P（KW）转速n（r/min）转矩T（N m）传动比07.5097073.842.517.20388177.2226.91122540.903.18三 带传动设计3.1确定计算功率及V带带型根据给定题目，选择V带传动。由机械设计表8-8，查得工作情况系数=1.1，故 （3-1）根据、nm由图8-11查得选用B型带。3.2确定带轮基准直径及基准长度3.2.1确定带轮基准直径并验算带速（1）小带轮基准直径由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径=125mm。按下式验算带的速度： （3-2）因为，故带速合适。（2）大带轮基准直径根据下式，计算大带轮的基准直径 （3-3）根据表8-9，取标准值。3.2.2确定V带中心距a及基准长度（1）初定中心距根据下式，初定中心距 （3-4）初定中心距。（2）计算基准长度根据下式，计算带所需的基准长度 （3-5）由表8-2选带的基准长度=1950mm。（3）计算实际中心距 （3-6） （3-7）按上式计算，中心距变化范围为593680mm。3.3验算小带轮包角及计算带的根数（1）验算小带轮包角 （3-8）（2）计算单根V带的额定功率由dd1=125mm和n1=970r/min，查表8-4得=1.64KW。由n1=970r/min，i=2.5和B型带，查表8-5得=0.3KW。查表8-6得，查表8-2得，则 （3-9）（3）计算V带根数 （3-10）取5根。3.4计算单根V带初拉力和压轴力 （1）计算单根V带初拉力由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，则 （3-11）（2）计算压轴力 （3-12）3.5带轮主要设计结论选用B型普通V带5根，带基准长度1950mm。带轮的基准直径dd1=125mm，dd2=315mm，中心距控制在a=593680mm。单根带的初拉力F0=226N。四 齿轮设计4.1确定齿轮类型及齿数根据所给题目及数据，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20。带式输送机为一般工作机器，选用7级精度。选取小带路齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=76.3，取z2=77。4.2按照设计准则计算4.2.1按照齿面接触疲劳强度设计由下式计算小齿轮分度圆直径，即 （4-1）（1）确定式中的各参数值试选KHt=1.3 （4-2）由机械设计表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由下式计算重合度 （4-3）计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由下式计算应力循环次数 （4-4）由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率为1%、安全系数S=1，由下式 （4-5）取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=523MPa（2）计算小齿轮分度圆直径 （4-6）（3）调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度 （4-7）计算齿宽 （4-8）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=3.1m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.12。齿轮的圆周力 （4-9）查表10-3得齿间载荷分布系数=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.421。因此，得到实际载荷系数 （4-10） 由下式，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 （4-11） 4.2.2按照齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数由下式计算模数 （4-12）试选KFt=1.3 （4-13）由下式计算弯曲疲劳强度重合度系数（2）计算由图10-17查得齿形系数=2.65，=2.23由图10-18查得应力修正系数=1.58，=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa，=380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由下式得 （4-14） （4-15）因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 （4-16）计算模数 （4-17） （4-18） （4-19）宽高比 （4-20）计算实际载荷系数KF由图10-8查得动载系数Kv=1.08查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.0由表10-4得KH=1.417由图10-13得KF=1.34，则载荷系数为 （4-21）由下式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 （4-22）对比计算结果，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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.612mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=68.9mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=68.9/2=34.45mm，取z1=35，则大齿轮齿数z2=uz1=3.18x35=111.3，取z2=112，z1与z2互为质数。（3）几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=35x2=70mm （4-23）d2=z2m=112x2=224mm （4-24）计算中心距a=（d1+d2）/2=（70+224）/2=147mm （4-25）计算齿轮宽度b=dd1=1x70=70mm （4-26）考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，取b1=76mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=70mm。4.3齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径 d=60轮毂直径 =1.6d=1.660=96 （4-27）轮毂长度 轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8轮缘内径 =-2h-2=228-24.5-28= 203(mm) （4-28）腹板厚度 c=0.3=0.370=21（mm） （4-29） 腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5X(96+203)=150(mm) （4-30）腹板孔直径=0.25（-）=0.25x（203-96）=26.75(mm) （4-31） 取=25(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.52=1 （4-32）图4.2 大齿轮结构图4.3强度校核4.3.1圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至a=150mm，在圆整时，以变位系数和不超过图10-21a中推荐的合理工作范围，其他几何参数保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。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。 （4-33）从图10-21a可知，当前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可得，x1=0，x2= 04.3.2齿面接触疲劳强度校核由机械设计里面的表或者图可以查得, （4-34）齿面接触疲劳强度满足要求。4.3.3齿根弯曲疲劳强度校核由上文和机械设计里面的表或者图可以查得, （4-35）故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.4齿轮设计结论表4.1 齿轮主要参数表序号齿数模数压力角变位系数中心距齿宽材料精度13522001507740Cr7级21127045#五 轴的设计5.1低速轴的设计从上文可得，功率、转速、转矩=6.91KW，=122r/min，=540900Nmm5.1.1低速轴几何尺寸的设计计算1. 按照扭转强度初步设计低速轴的最小直径先按照下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3取A0=112，于是得 （5-1）输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了让轴与联轴器相适应，轴径处有键槽，直径应增大3%，故同时选取联轴器型号由表14-1，考虑转矩变化很小，故取KA=1.5，则Tca=KAT3=1.5x960000=1440000Nmm查表得选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为25000000Nmm。半联轴器的孔径d半=45mm，故取dmin=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。5.1.2 低速轴的结构设计及强度校核根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。1. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段有段需支出一轴肩，故取-段的直径d-=52mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故-轴段长度l-=82mm。（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和较小的轴向力，故选6311深沟球轴承，并根据d-=52mm，故d-=d-=55mm，而l-=37mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6311型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取d-=67mm。（3） 取安装齿轮处的轴端-的直径d-=60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l-=66mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R，由轴径60mm，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d-=72mm。轴环宽度l-=12mm。（4） 轴承端盖的总宽度为20mm，根据要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l-=50mm。（5） 取齿轮距箱体内壁=20mm，轴承距内壁s=8mm，已知滚动轴承宽度T=37mm，则 （5-2）2. 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由表6-1查得平键截面bxh=18mmx11mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为;同时，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mmx9mmx70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3. 求轴上的载荷圆周力 =2000540.9/224=4829N （5-3）径向力 =tan=4829tan20=1757N （5-4）由于为直齿轮，轴向力=0作低速轴受力简图，如下图所示图5.1 低速轴受力简图4. 按弯曲合成应力校核轴的强度根据上图以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，=0.6，轴的计算应力 （5-5） 由表15-1查得=60MPa，故安全。表5.1 低速轴各轴段几何参数轴段-段长（mm）82506966121637直径（mm）455255607267555.2高速轴的设计5.2.1计算高速轴上的各个参数从上文可得，功率、转速、转矩=7.2KW，=388r/min，=177220Nmm1.高速轴几何尺寸的设计计算先按照下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据机械设计表15-3取A0=114，于是得 （5-6）高速轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，为了使所选轴与带轮相适应，轴径处有键槽，直径应增大3%，再由机械设计课程设计表11.4得，dmin=31.5mm，5.2.2 高速轴的结构设计及强度校核根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段有段需支出一轴肩，故取-段的直径d-=37mm。带轮与轴配合的长度为L1=70mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上，故-轴段长度l-=68mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和较小的轴向力，故选6308深沟球轴承，并根据d-=37mm，故d-=d-=40mm，而l-=23mm。取安装齿轮处的轴端-的直径d-=45mm，已知齿轮轮毂宽度为76mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l-=70mm。因为当齿根圆和要做孔的直径方向键槽的直线距离小于2.5m时就要做成齿轮轴，所以此处做成齿轮轴。轴承端盖的总宽度为90mm，根据要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l=20mm，故取l-=110mm。因为已经做成齿轮轴，所以d-=d-=43mm，l-=l-=5mm，而l-l上面由轴承与挡圈，轴承左端有端盖固定，右端有挡圈固定，则l-=50mm。（2）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。带轮与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx56mm，带轮与轴的配合为。（3）轴上的载荷圆周力 （5-7）压轴力由上文得 （5-8）由于为直齿轮，轴向力=0图5.2.1 高速轴的结构设计图5.2.2 高速轴的结构设计（4）按弯曲合成应力校核轴的强度根据上图以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，=0.6，轴的计算应力 （5-9）由表15-1查得=70MPa，故安全。表5.2 高速轴各轴段几何参数轴段-段长6811050576523直径31.53740434543405.3轴承的校核（1） 低速轴轴承校核考虑轴受力较小且主要是径向力，低速轴选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械设计选择6311内径为55mm，直径代号为中，0级公差，0组游隙的深沟球轴承。两轴承受纯径向载荷P=Fr=878.5N 低速轴轴承寿命，由下式可得，查表得=25.6KN，=1，=3。 （5-10）预期寿命为：5年，每天运转8小时，一年工作300天L=53008=12000故轴承寿命合格。（2） 高速轴轴承校核考虑轴受力较小且主要是径向力，选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械设计选择6308内径为40mm，直径代号为中，0级公差，0组游隙的深沟球轴承。两轴承受径向载荷P=Fr=1107N 主动轴轴承寿命，由下式可得，查表得=25.6KN，=1，=3。 （5-11）预期寿命为：5年，每天运转8小时，一年工作300天L=53008=12000故轴承寿命合格。5.4键的校核由上文计算结果从动轴上半联轴器与轴的连接，选用平键为14mmx9mmx70mm，齿轮与轴的连接，选用平键为18mmx11mmx53mm，主动轴上带轮与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx56mm，材料选45号钢，其许用挤压力=100MPa。 （5-12）故强度足够，合格5.5联轴器的选择由上文得，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为25000000Nmm。半联轴器的孔径d半=45mm，故取dmin=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。六 减速器润滑、密封6.1润滑的选择确定6.1.1润滑方式（1）考虑成本及需要，选用浸油润滑（2）轴承采用润滑脂润滑6.1.2润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L左右；（2）轴承润滑选用2L3