机械设计课程设计.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除目录摘要一、 设计目的1二、 设计方案及要求1三、电机选择23.1 电动机类型的选择23.2 选择电动机的容量23.3 确定电动机的转速3四、 装置运动动力参数计算44.1计算传动装置的总传动比并分配各级传动比44.2 传动装置的运动和动力参数计算4五、传动带设计55.1确定计算功率P55.2 选择v带的带型55.3 确定带伦的基准直径dd并验算带速v65.4 确定V带的中心距a和基准长度L65.5 验算小带轮上的包角75.6 计算带的根数z75.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）75.8 计算压轴力8六、齿轮设计86.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数86.2 按齿面接触疲劳强度设计86.3 按齿根弯曲疲劳强度设计116.4 几何尺寸计算13七、轴的设计与校核147.1高速轴的设计计算147.2低速轴的设计计算19九.轴承强度的校核24十键的选择和校核25十一 润滑及密封类型选择26十二.减速器附件设计26十三箱体的设置27设计总结30参考资料31此文档仅供学习与交流摘要本次课程设计的讲述了带式运输机的传动装置二级圆柱斜齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后经行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计皮带和带轮的型号、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键链接、选择齿轮传动和轴承的润滑等部分内容）。运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机制制作基础、几何精度、力学、机械原理等知识，进行结构设计，完成带式输送机传动装置中减速器装配图、零件图的设计及主要零件的工艺、工装设计。关键词：机械设计；二级减速器；传动装置；AutoCAD一、 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。二、 设计方案及要求 据所给题目：设计一带式运输机上用的皮带斜齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，有轻微振动、空载起动。技术与条件说明：（1）传动装置的使用寿命预定为 10年，三班制工作，每天8小时；（2）工作情况：单向运转，有轻微振动，空载启动；（3）运动要求：输送带运动速度误差不超过（4）生产情况：减速器小批量生产。传动简图如图（1）所示。1电动机2普通V带3减速箱4联轴器5滚筒6传送带根据原始数据，选择其中的一组数据：（1）运输带的拉力 （2）卷筒直径 （3）带速 三、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。其结构为全封闭式扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作时电动机的有效功率为： 所给数据 ， 有：从电动机到工作机输送带之间的总效率为式中，分别为V带传动效率、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，则有：所以电动机所需的工作功率为：取3.3 确定电动机的转速工作机卷筒的转速为根据机械设计手册，取V带传动的传动比 ,单级圆柱齿轮传动 ，总传动比合理范围，故电动机转速可选范围为：符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，由标准查出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，见表1-1表1-1 传动比方案对照表方案电动机型号额定功率P/KW电动机转速/r*min-1电动机质量/KG传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动减速器1Y132S-45.5150014406894.18331.392Y13M2-65.510009608562.792.822.423Y160M2-85.575072012547.09223.55综合考虑电动机和传动装置的尺寸 结构和带传动及减速器的传动比 表1-1中方案1比较适合， 所以选定电动机型号为Y132S-4.四、 装置运动动力参数计算4.1计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（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。故取V带的传动比=3i4.2 传动装置的运动和动力参数计算 （1） 各轴转速轴 n=轴 n =卷筒轴 n= n= （2）各轴功率轴 P=P=4.5 0.95=4.28kw轴 P= P =4.28 0.99 0.98=4.15KW卷筒轴 P = P =4.15 0.99 0.99=4.07KW（3）各轴转矩轴 轴 卷筒轴 将运动参数和动力参数计算结果进行整理并列于表1-2。表1-2 带式输送机传动装置运动参数和动力参数计算结果参数轴 名电动机轴1轴2轴卷筒轴转速n/rmin-1144048088.788.7功率P/KW4.54.284.154.07转矩T/KNm29.8485.15466.8438.2传动比i35.415.411效率0.950.970.970.98五、传动带设计5.1确定计算功率P查表得工作得工作情况系数K=1.1 故 5.2 选择v带的带型根据Pca n 查表选用A型5.3 确定带伦的基准直径dd并验算带速v（1） 初选小带轮基准直径dd1.查表 取小带轮基准直径dd1=100mm（2）验算带速v。V=因为5m/s 故带速合适。计算大带轮基准直径 5.4 确定V带的中心距a和基准长度L(1)据2式初定中心距 (2)计算带所需的基准长度 =1636mm由2表8-2选带的基准长度L=1640mm（3）计算实际中心距中心局变动范围： 5.5 验算小带轮上的包角5.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查2表8-4a得 P=1.32KW据n=1440，i=3和A型带，查2表8-5得 P=0.17KW查2表8-5得，于是： （2）计算V带根数z 故取4根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.105。所以应使实际拉力F大于（F）5.8 计算压轴力 压轴力的最小值为：六、齿轮设计 6.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；（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45Cr（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，大齿轮齿数Z可由得 Z=129.84，取 ；（5） 初选螺旋角=140.（6） 压力角 =200.6.2 按齿面接触疲劳强度设计1.按公式计算： （1）确定公式中各数值 试选K=1.3。计算小齿轮传递的转矩 由2表10-7选取齿宽系数。 由2图10-20查取区域系数ZH=2.433 由2式10-21计算接触疲劳强度重合度系数Z 由2式10-23可得螺旋角系数 Z计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=8.515N。 由2表10-5查的材料的弹性影响系数=189.8MP 由2图10-25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。 计算应力循环次数：NN 由2图10-23取接触疲劳寿命系数K=0.98、K=1.1。 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为、安全系数S=1，有=0.98600=588MP=1.1550=605MP 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳作用力，即（2）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式可得： =42.72mm 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。 齿宽b。b=142.72=42.72mm（2）计算载荷系数K。 已知使用系数。据，7级精度。由2图10-8得。齿轮的圆周力查表103得齿间载荷分配系数。由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 。 故载荷系数： （3)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 及相应的齿轮模数 6.3 按齿根弯曲疲劳强度设计1. 按公式计算齿轮模数，即（1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数 Kf1=1.3。由式（10-18），可以得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YB式10-19 可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。Y计算由当量齿数 查图10-17，得=2.62、=2.17 由图10-18查得应力修正系数=1.6， =1.82。许用应力计算=205.07Mp=199.29MP=0.02044=0.01982 因为小齿轮的大于大齿轮，所以取 （2）试算齿轮模数=1.579mm2.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 齿宽 齿高h与齿宽b的比 （2）计算实际载荷系数KF根据 ，7级精度 由图10-8可得动载系数KV=1.05由 ， 查表10-3得齿间载荷分配系数。由表10-4 得KHB=1.417 ，结合由图10-13 得KFB=1.34则载荷系数为（3）由式（10-13）可得按实际载荷系数算得齿轮模数 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法面模数，取 ，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：=18.9取=19，则5.41=102.79取，与互为质数，新的传动比 。6.4 几何尺寸计算1计算中心距考虑模数从增大圆整至2 mm，为此将中心距减小圆整为125 mm。2. 按圆整后的中心距修正螺旋角3. 计算小、大齿轮的分度圆直径mm4. 计算齿轮宽度取 、 。七、轴的设计与校核7.1高速轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得=5.76KW，n=480r/min， 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为，=F 圆周力，径向力及轴向力。3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=110，于是得：= 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=49.875mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取=50mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=32 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为78 mm，现取=76。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2.5 mm，则=37 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.2）初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴=37 mm，故轴承的型号为6208，其尺寸为40mm，80mm, mm.所以=40mm，= =18mm3）取做成齿轮处的轴段的直径=43mm，=55mm取齿轮距箱体内壁间距离a10mm， 考虑到箱体的铸造误差。4）在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s4mm，则s+a4mm10mm14mm=46mm同理=s+a=14mm，=42 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键14，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。5. 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力541.6N458.3N197N166.8N弯矩=29789.510840总弯矩=31700=31700扭矩T=1953006.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力=13.51QMPa已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因，故安全。7.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。（2)截面V左侧抗弯截面系数：W0.1d30.14539112.5mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.245318225mm3截面V左侧的弯矩为13256.36截面V上的扭矩为 =195300截面上的弯曲应力=1.45Mpa截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得 =640 MPa, =155 MPa, =275Mpa过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取，2.180.82.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数值为： 2.267 1.831又由课本得炭钢得特性系数0.10.2 取 0.10.050.1 取 0.05。所以轴在截面V左侧的安全系数 =83.6 =7.687.652S=1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。7.2低速轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得P=4.15KW，n =88.7，T =4.668N。2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大齿轮的分度圆直径为 =211.07mm ，而： =4423.18N=F4423.18 =1659.19N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=110，于是得：=因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参工作条件可选6210其尺寸为：=故=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 =15mm，=68mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取=109mm，=56mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =48mm d=50mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平,按d得平键截面=16其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6. 5.求轴上的载荷（1）根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 、因此作为简支梁的支点跨距：计算支反力 作用在低速轴上的 =3271N 1220N水平面方向 MB0,故=0,垂直面方向 。 故F0,（2)计算弯距水平面弯距 =80100垂直面弯矩 30195 30195合成弯矩=85602=85602根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力弯距M总弯距扭距TT466.06 Nm6.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa4.76 MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因S1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 九.轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号6208型轴承。 轴承的径向力计算：轴承1 1866.7N轴承2 1527.3N 因为 ，以轴承1为校核对象 Pr=1866.7N=127975.9h72000h所选轴承合适。1.低速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号6215型轴承。 轴承的径向力计算：轴承1 1570N；轴承2 1357.4N 因为，以轴承1为校核对象 Pr=1570N=5308841.5h72000h所选轴承合适。十键的选择和校核 I轴上键的强度校核查表得许用挤压应力为1-2段键与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。 II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。 段与键槽接触疲劳强度 故此键能安全工作。十一 润滑及密封类型选择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。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。十二.减速器附件设计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，油孔处还有滤油网：查表615-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。2. 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。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15-6选 型通气帽。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6表15-7选型外六角螺塞。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。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1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。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。十三箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+1810mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=17.90420mm地脚螺钉数目a1.2