机械专业课程设计--二级减速器（可编辑）

机械专业课程设计二级减速器一、课程设计目的与要求机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节,其目的是1培养学生综合运用所学知识,结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。2学习机械设计的一般方法,了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。进行设计基本技能的训练,如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。要求学生在课程设计中1能够树立正确的设计思想,力求所做设计合理、实用、经济2提倡独立思考,反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向,反对知错不改,敷衍了事的作风。3掌握边画、边计算、边修改的设计过程,正确使用参考资料和标准规范。4要求图纸符合国家标准,计算说明书正确、书写工整,二、设计正文一设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器二,传动简图三,原始数据1螺旋筒轴上的功率P28KW2螺旋筒轴上的转速N45R/MIN允许输送带速度误差为53工作情况三班制连续单向运转,载荷较平稳4使用折旧期10年5动力来源电力,三相交流,电压380V6制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产。四,设计工作量要求独立完成设计总装图一张,设计计算说明书一份和主要零件工件图2张五,传动方案的总体设计1,拟订传动方案采用二级圆柱齿轮减速器,适合于繁重及恶劣条件下长期工作,使用与维护方便。缺点结构尺寸稍大高速级常用斜齿,低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端,以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合,应用广泛。传动比范围I8402,选择电动机弹性联轴器099角接触球轴承099闭式圆柱齿轮7级098圆锥齿轮098所以,电动机至工件机主轴之间的总效率为0990990990990990980980980895所以电动机所需功率为28/08953128KW二级圆柱齿轮减速器的传动比840,开式锥齿轮传动比初定25,所以总传动比为16200,则ND6200457209000,优先选用同步转速1500R/MIN的电动机,型号Y100L24。如传动简图所示,初选联轴器为弹性联轴器,滚动轴承为角接触球轴承,传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮,因其速度不高,选用7级精度GB1009588,则机械传动和摩擦副的效率分别如下额定功率KW同步转速R/MIN满载转速R/MIN堵转转速额定转速最大转速额定转速质量KG315001420222238机座号中心高H安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸100L100ABDEFGDGLHDAC/2AD1601402860872438024510251803,确定传动装置的总传动比及起分配1420/453156取135,取I33则计算得377,279,I334,计算传动装置运动和动力参数1,各轴转速1420R/MIN11420/377376658R/MIN376658/279135003R/MINNIVNIII/I345001R/MIN各轴输出功率PD0993097KNPIIPI0990983005KNPIIIPII0990982915KNPIVPIII0990982828KN各轴输出转矩20828NM依次可得76190NMTIII206205NMTIV600151NM三,设计传动零件1高速齿轮组的设计与强度校核选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如上图所示,选用斜齿圆柱齿轮传动,四个齿轮均为斜齿,有利于保障传动的平稳性运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度GB1009588材料选择。由表101选择小齿轮材料为45刚调质,硬度为220HBS,大齿轮材料为45钢常化,硬度为180HBS,二者材料硬度差为40HBS。初选小齿轮齿数20,大齿轮齿数为377754,取76。初选螺旋角按齿面接触强度设计确定公式内的数值试选16,由图1030选取区域系数2433由图1026查得07380868所以1606取04,外啮合齿轮传动的齿宽系数051U40954查表106得材料的弹性影响系数1898由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为550MPA大齿轮的接触疲劳强度极限为400MPA计算应力循环次数60NJ601420138300106134同理1627由图1019查得接触疲劳寿命系数090095由图1021D得大小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM2400MPA,HLIM1550MPA计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数为S1,则/S495MPA/S380MPA所以495380/24375MPA计算由小齿轮分度圆直径3943MM计算圆周速度V293M/S计算齿宽B及模数B37616MMH2254304MMB/H874计算纵向重合度0318TAN1513计算载荷系数K已知使用系数1,根据V293M/S,7级精度,由图108查得动载系数110由表104查得查图1013得查表103得所以载花系数K182按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数圆整为2MM按齿根弯曲强度设计确定计算参数计算载荷系数K174由纵向重合度1903,查图1028得螺旋角影响系数088计算当量齿数同理7833查取齿形系数由表105查得齿形系数应力校正系数1767由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图1018查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14则同理16929MPA计算大、小齿轮的,并加以比较001914002322所以,大齿轮的数值大设计计算1315MM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20MM,已可满足弯曲强度。但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来计算应有的齿数。于是有1997取20则U76几何尺寸计算计算中心距AMM圆整为99MM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MM同理15675MM计算齿轮宽度B3934MM圆整后取45MM2高速齿轮组的结构设计齿根圆直径为41242102523624MM齿顶圆直径为3低速齿轮组的设计与强度校核选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如前图所示,选用斜齿圆柱齿轮传动,有利于保障传动的平稳性运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度GB1009588材料选择。由表101选择小齿轮材料为40调质,硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢调质,硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。初选小齿轮齿数26,大齿轮齿数为27973。初选螺旋角按齿面接触强度设计确定公式内的数值试选16,由图1030选取区域系数2433由图1026查得076079所以152外啮合齿轮传动的齿宽系数051U0758查表106得材料的弹性影响系数1898由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为600MPA大齿轮的接触疲劳强度极限为550MPA计算应力循环次数60NJ60135003138300105832同理1944由图1019查得接触疲劳寿命系数093095计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数为S1,则/S558MPA/S5223MPA所以/254015MPA计算小齿轮分度圆直径所以59448MM计算圆周速度V1172M/S计算齿宽B及模数B4506MMH2254995MMB/H902计算纵向重合度0318TAN1563计算载荷系数K已知使用系数1,根据V1172M/S,7级精度,由图108查得动载系数125由表104查得查图1013得查表103得所以载荷系数K167按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计确定计算参数计算载荷系数K167由纵向重合度1563,查图1028得螺旋角影响系数088计算当量齿数同理7754查取齿形系数由表105查得齿形系数应力校正系数1762由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图1018查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14则同理24429MPA计算大、小齿轮的,并加以比较001406001613大齿轮的数值大设计计算1634MM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20MM,已可满足弯曲强度。但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来计算应有的齿数。于是有2925取30则U84几何尺寸计算计算中心距AMM圆整为118MM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MM同理17389MM计算齿轮宽度B4781MM圆整后取55MM4低速齿轮组的结构设计齿根圆直径为5711MM齿顶圆直径为5外部圆锥齿轮设计1工作机工作环境为一般机械厂小批量生产,清洁度一般,且暴露在空气中,需防锈,齿根弯曲强度要高,故取8级精度,轴交角90的标准直齿锥齿轮传动。材料为45钢,调质并氮化处理。且小锥齿轮硬度为280HBS,大锥齿轮硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。取小锥齿轮齿数Z522故大锥齿轮齿数按齿根弯曲强度设计确定计算参数IIZ2/Z3,因I3,故计算载荷系数K1012122515齿宽系数03查得齿形系数应力校正系数1743由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限N计算大、小齿轮的,并加以比较00854001038所以,大锥齿轮的数值大。设计计算圆整取M6平均模数6验算总传动比故设计符合要求绘图准备与轴的设计一绘制装配草图的准备工作1按已知选定的电动机查得其轴伸直径D28MM,轴伸长度E60MM,中心高H100MM,2确定各传动零件的主要尺寸1高速级斜齿轮2低速级斜齿轮3初选滚动轴承类型及润滑密封方式轴I、轴和轴均选角接触球轴承,由于,故采用油润滑。二装配草图的初步绘制1传动零件中心线、轮廓线及箱体内壁线的确定1估算减速器的外轮廓尺寸二级圆柱齿轮减速器A4A,B2A,C2A即,2画传动零件中心线和外部轮廓3确定箱体内壁线取箱体壁厚为,为避免齿轮与箱体内壁干涉,齿轮与箱体的内壁应留有一定的距离,大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离取,小齿轮端面与箱体内壁取两级齿轮端应留有间隙,取,小齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离暂不能确定,待完成主视图中箱体结构的设计后才能确定。另外,输入轴的齿距最好布置在远离输入端的位置。2箱体轴承座及轴承的位置确定对于剖分式齿轮减速器箱体轴承座内端面为箱体内壁,轴承座的宽度B为其中为箱体壁厚,为轴承旁螺栓所需扳手的空间。地脚螺栓直径,取地脚螺栓为,轴承旁连接螺栓直径取,所以取,取轴承内端面至箱体内壁的距离为。3轴的结构设计装配总体方案如图各轴转向已知,锥齿轮所受轴向力FA5始终由小端指向大端,为使轴所受轴向力较小,则齿轮4所受轴向力应与之相反。轴同理,故由此可知各齿轮所受轴向力,结合主动轮转向,可以得出齿轮旋向。受力图及转旋向标示如图。1轴I的设计1求轴I的功率,转速,转矩,2求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径,则圆周力、径向力和轴向力的方向如下图所示3初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径选取轴的材料为钢,调质处理根据表153,取,于是得考虑键槽影响此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表141,考虑到转矩变化很小,故取,则按照计算转矩应小于联轴器公转转矩的条件,查取手册,选用HL2型弹性柱销联轴器,其公转转矩为,半联轴器I的孔径故取半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度IIIIIIIVVVIVIIVIII4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如上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,III轴段右端需制出一轴肩,故取左端用轴圈挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故取初步选择角接触球轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初选角接触球轴承7206AC,其尺寸为,故,考虑到挡油板,则两轴承均采用轴肩定位,由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度,因此取齿轮处,对齿轮内端面与箱体内壁距离为,且轴承至箱体内壁距离为,所以考虑挡油板厚由于可求得箱体内壁宽度为,则5,取螺钉直径,则轴承端盖的各尺寸可计算如下,垫片厚度为由,取,可算得可计算轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接,可选用平键为,半联轴器与轴的配合为IIIIIIIIIIIIVIVVVVIVIVIIVIIVIIID2226303645243630L36681966451119轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键联接,可选用平键为,半联轴器与轴的配合为。确定轴上圆角和倒角尺寸参照表152取轴端倒角,各轴肩处的圆角半径见大图求轴上的载荷根据结构图可作出轴的计算简图如下载荷水平面H垂直面V支反力F247377627236137552弯矩M2196619320571081613总弯矩扭矩T计算弯矩按弯扭合成应力校核轴的强度1由以上分析可知C截面弯矩最大,是危险截面。C处为齿轮轴,最小直径为齿轮齿根圆。根据轴所选定的材料45,由表151查得由于,故轴安全。2同样,最小轴径A处也为危险截面之一。由于,故轴安全。校核轴承寿命1派生轴向力计算对于7206AC型轴承,按表137查得派生轴向力,则有由于,所以轴承1被压,轴承2被放松,根据,查表135得,载荷平稳,取,则有4计算载荷寿命取温度系数由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命所以合格键联接强度的校核根据所选平键查表62得键的许用挤压应力,因为所以键合格2轴II的设计1求轴II的功率,转速,转矩,2求作用在齿轮上的力已知2、3齿轮的分度圆直径分别则圆周力、径向力和轴向力的方向如下图所示3初步确定轴的最小直径按式152初步估算轴的最小直径选取轴的材料为钢,调质处理根据表153,取,于是得此轴的最小直径显然是在轴承处,由此可选角接触的轴承7207AC,其尺寸为4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如下图拟定轴上零件的装配方案如下图IIIIIIIVVVI根据轴向定位要求确定各段直径和长度1齿轮2、3的齿宽,可取,根据所选轴承知,考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为,小齿轮端面与箱体内壁距离为,可得根据轴肩,可取,又知两齿轮中间的定位轴肩高度,可取4考虑轴承内端至箱体内壁距离,可求得,5,取螺钉直径,则轴承端盖的各尺寸可计算如下,垫片厚度为由,取,可算得由以上数据,设计各段轴径和长度如下表IIIIIIIIIIIIVIVVVVID3542484235L3553203730轴上零件周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键联接,齿轮2处可以选用平键,齿轮3处可以选,齿轮轮毂与轴的配合为确定轴上的圆角和倒角尺寸表152查得取轴端倒角,各轴肩圆周半径见大图。求轴上载荷根据结构图,可作出轴的受力分析图如下载荷水平面H垂直面V支反力F1584338673弯矩M77563864257880641642,333273110635080,5135439总弯矩扭矩T计算弯矩按弯扭合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式155及上表中的数值可得根据所选定的材料,由表151查得因此,故安全校核轴承寿命1对7207AC轴承,按表137查得派生轴向力,则有21被压紧,2被放松,3根据,查表135得,轻微冲击,取,则有4计算载荷寿命取温度系数由于,角接触球轴承,动载荷,则寿命所以合格键联接强度校核根据所选平键和查表62得键的许用挤压应力均为因为均合格3轴的设计1求轴上的功率,转速和转矩2求作用在齿轮上的力已知齿轮4、5的分度圆直径分别为,则圆周力,径向力及轴向力的方向如图所示3初步确定轴的最小轴径按式152估算轴的最小直径,所取轴材料为调质钢,根据表153取,于是得此轴的最小直径显然是安装圆锥齿轮处的轴径,可取4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如下图所示IIIIIIIVVVIVIIVIII根据装配方案确定轴的各段直径和长度取安装斜齿轮初的轴径,由于锥齿轮与轴配合的长度,为了更好的轴向固定锥齿轮,轴应内缩一些,取初选角接触球轴承7310AC,其尺寸,故,考虑轴承内端至箱体内壁距离,以及小齿轮3至箱体内壁距离,以及安装齿轮处轴内缩,则可得由于斜齿轮4齿宽,则,斜齿轮右端制一定为轴肩,则轴环直径,并取,则,取螺钉直径,则轴承端盖的各尺寸可计算如下,垫片厚度为由,取,可算得,故选由以上数据,设计各段轴径和长度如下表IIIIIIIIIIIIVIVVVVIVIVIIVIIVIIID42475054605450L486545548665530轴向零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位采用平键联接,选用平键为,斜齿轮与轴选用平键,齿轮与轴的配合为确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表152取轴端倒角,各轴肩圆角半径见低速轴零件图。求轴上的载荷根据结构图可得出轴的受力分析图如下载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M11400228,47467332总弯矩扭矩T计算弯矩按弯矩合成应力校核轴的强度由以上分析可知B点外侵弯矩最大,是危险截面,由式153及上表中的数值可得根据所选定的材料,由表151查得因此,故安全校核轴承寿命A对7207AC轴承,按表137查得派生轴向力,则有1被放松,2被压紧C根据,查表135得,轻微冲击,取,则有D计算载荷寿命取温度系数由于,