(二级直齿圆柱齿轮减速器)机械设计课程设计

1、机械设计课程设计题目:二级圆柱齿轮减速器姓名:XX专业：机械设计及其自动化学号:0000000班级：09机械三班指导教师：XX成绩：XX学院：XXXXXX2018年3月1/25目录2.12.22.32.433.13.244.14.24.34.455.15.25.36.16.26.377.17.27.37.482/258.18.293/25二级圆柱齿轮减速器序言机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计课程的一个重要教学设计环节，其目的是：第一、经过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其余相关先修课程的理论和知识，联合生产实质知识，培育剖析和解决一般工程实质问题的

2、能力，并使学生知识获得稳固，深入和扩展。第二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件零件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进行机械设计基本技术的训练，如计算、画图、熟习和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等以及使用经验数据，进行经验估量和数据办理等。机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包含：确立传动装置整体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体构造及其附件的设计；绘制装置工作图及零件工作图；编写设计说明书；毕业设计总结；最后达成辩论。传动装置的整体设计2.1比较

3、和选择传动方案2.2、选择电动机种类及功率选择电动机种类:用Y系列电动机确立电动机功率:计算及说明结果4/25工作机的效率传动装置中各部分的效率,查手册中表1-7级精度的一般齿轮传动效率弹性联轴器传动效率齿式联轴器传动效率滚子轴承传动效率电动机至工作机之间传动装置的总效率工作机所需功率所需电动机功率确立电动机转速由所需电动机功率查手册中表12-1，可选Y160M-4型电机，额定功率11kW，满载转速1460r/min,电机级数：4级。由,得。2.3计算总传动比和分派各级传动比传动装置的总传动比要求为式中：nm电动机满载转速,r/min.一般介绍睁开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比,取.2.4计

4、算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,挨次为、轴,则:各轴转速5/25式中:nm为电动机满载转速,r/min。n1、n2、n3分别为、轴转速,r/min。为高速轴,为低速轴.2.各轴功率式中:Pd为电动机输出功率,KW。P、P、P分别为、轴输入功率,KW；挨次为电动机与轴轴轴的传动效率。各轴转矩传动零件的设计计算用机械设计课程设计手册所附光盘工具配合AutoCAD2006设计各级啮合齿轮过程及结果以下：3.1第一级齿轮传动设计计算输入数据如图：6/25工作模式设定如图：校核如图：7/25第一级齿轮设计最后结果以下：计算及说明结果设计传达功率/kW:9.74523小轮最高转速

5、/(r/min:1460.00小轮最大扭矩/(N.mm:63744.50预期工作寿命/h:38400第公差组精度(运动精度:7第公差组精度(运动安稳性:7第公差组精度(接触精度:7名义传动比:5.00实质传动比:5.00使用系数:1.10动载系数:1.12接触强度齿间载荷分派系数:1.29接触强度齿向载荷散布系数:1.49曲折强度齿间载荷分派系数:1.43曲折强度齿向载荷散布系数:1.418/25支承方式:非对称支承传动方式:闭式传动齿面粗拙度Rz/m:3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s:22.00小轮齿数z1:17z1=17小轮齿宽b1/mm:68.00b1=68小轮变位系数x1/m

6、m:0.0000小轮分度圆直径/mm:68.00d1=68齿轮法向模数mn/mm:4.00m=4n小轮计算接触应力/MPa:448.47小轮接触疲惫许用应力/MPa:605.36小轮接触疲惫极限应力/MPa:730.00小轮计算曲折应力/MPa:50.57小轮曲折疲惫许用应力/MPa:295.18小轮曲折疲惫极限应力/MPa:275.00小轮资料及热办理方式:合金钢调质小轮齿面硬度/HV10:280.0040Cr大轮齿数z2:85z2=85中心距/mm:204.000大轮齿宽b2/mm:68.00b2=68大轮变位系数x2/mm:0.0000大轮分度圆直径/mm:340.00d2=340大轮计

7、算接触应力/MPa:448.47大轮接触疲惫许用应力/MPa:473.78大轮接触疲惫极限应力/MPa:485.00大轮计算曲折应力/MPa:46.71大轮曲折疲惫许用应力/MPa:210.44大轮曲折疲惫极限应力/MPa:195.00大轮齿面硬度/HBW:210.009/25大轮资料及热办理方式:构造钢正火极限传达功率(kW:10.8761345钢3.2第二级齿轮传动设计计算:输入数据如图：工作模式设定如图：校核如图：10/25第二级齿轮设计最后结果以下：计算及说明结果设计传达功率/kW:9.17119小轮最高转速/(r/min:292.00小轮最大扭矩/(N.mm:299948.18预期工

8、作寿命/h:38400第公差组精度(运动精度:7第公差组精度(运动安稳性:7第公差组精度(接触精度:7名义传动比:4.00实质传动比:4.00使用系数:1.10动载系数:1.07接触强度齿间载荷分派系数:1.28接触强度齿向载荷散布系数:1.51曲折强度齿间载荷分派系数:1.42曲折强度齿向载荷散布系数:1.4311/25支承方式:非对称支承传动方式:闭式传动齿面粗拙度Rz/m:3.20润滑油运动粘度V40/(mm2/s:22.00小轮齿数z1:17z1=17小轮齿宽b1/mm:110.00b1=110小轮变位系数x1/mm:0.0000小轮分度圆直径/mm:110.50d3=110.50齿轮

9、法向模数mn/mm:6.50m=6.5n小轮计算接触应力/MPa:471.33小轮接触疲惫许用应力/MPa:595.63小轮接触疲惫极限应力/MPa:730.00小轮计算曲折应力/MPa:53.70小轮曲折疲惫许用应力/MPa:258.79小轮曲折疲惫极限应力/MPa:275.00小轮资料及热办理方式:合金钢调质40Cr小轮齿面硬度/HV10:280.00大轮齿数z2:68z2=68中心距/mm:276.250大轮齿宽b2/mm:110.00b2=110大轮变位系数x2/mm:0.0000大轮分度圆直径/mm:442.00d4=442大轮计算接触应力/MPa:471.33大轮接触疲惫许用应力/

10、MPa:490.75大轮接触疲惫极限应力/MPa:485.00大轮计算曲折应力/MPa:49.26大轮曲折疲惫许用应力/MPa:183.62大轮曲折疲惫极限应力/MPa:195.00大轮齿面硬度/HBW:210.0012/25大轮资料及热办理方式:构造钢正火45钢极限传达功率(kW:9.94242画装置草图4.1初估轴径在画装置草图前需初估轴径,进而提升设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产成本。由式16.2,得各轴的最小直径分别为:式中:C为轴强度计算系数,40Cr和45钢所对应的系数分别为102和112。考虑到实质状况,可将这三轴的最小轴径定为22mm,35mm和52mm。4.

11、2初选联轴器联轴器除联接两轴并传达转矩外,有些还拥有赔偿两轴因制造和安装偏差而造成的轴线偏移的功能,以及拥有缓冲、吸振、安全保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,因为轴的转速较高,为减小启动载荷,和缓冲击,应采纳拥有较小转动惯量和拥有弹性的联轴器,该设计采纳弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,因为轴的转速较低,不用要求拥有较小的转动惯量,但传达转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求拥有较大的轴线偏移赔偿,所以采纳鼓型齿式联轴器。依据上述剖析并考虑到实质状况,联轴器选择以下:电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器采纳LT6联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联

12、轴器采纳GY7联轴器58432003。4.3初选轴承轴承是支承轴颈的零件。因为该传动装置采纳两对直齿轮传动，经比较选择，采纳两对深沟球轴承。从高速轴到低速轴，采纳的轴承分别为6305,6308,6312。13/254.4箱体尺寸计算查手册中表11-10.025，可计算出箱体各部分尺寸，详细以下：名称符号详细数值箱座壁厚10mm箱盖壁厚110mm箱盖凸缘厚度b115mm箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b25mm2地脚螺钉直径df24mm地脚螺钉数量n6轴承旁联接螺钉直径d118mm盖与座联接螺钉直径d212mm联接螺栓d的间距l150mm2轴承端盖螺钉直径d312mm视孔盖螺钉直径d10mm

13、4定位销直径d10mm轴承旁凸台半径R124mmd、d、d至外箱壁距离C342618f121df、d2至凸缘边沿距离C22816箱座肋厚m9mm大齿轮齿顶圆与内箱壁距离114mm齿轮端面与内箱壁距离210mm联合以上参数,可设计出传动装置的装置草图,其构造形式以下列图所示:14/2519470ABC921007294176减速器布局草图轴的校核计算5.3低速轴校核计算低速轴构造和受力剖析图以下:15/25a轴构造图b轴受力争c水平面受力争212270.8d水平面弯矩图e垂直面受力争541552f垂直面弯矩581667.8g合成弯矩图N.mmT3=1123236Nh转矩图.mm581667.8i

14、当量弯矩图16/25低速轴资料采纳45钢调质,.轴的曲折应力校核步骤以下:计算及说明结果计算齿轮受力齿轮所受的力:圆周力径向力T3=1123236N.mm转矩T3=1123236N.mm计算支承反力水平面反力垂直面反力水平面受力争,如c图所示垂直面受力争,如e图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如d图所示垂直面弯矩图,如f图所示合成弯矩图,如g图所示合成弯矩画轴转矩图轴受转矩T=T3转矩图,见图h许用应力17/25用插入法由表16.3,查得应力校订系数画当量弯矩图合格。当量转矩当量弯矩:在齿轮中间处当量弯矩图,见图i校核轴径轴径经查验轴所用尺寸合格。低速轴安全系数校核计算以下：计算及说明结果经过初步

15、判断，截面的应力较大，而且较集中。所以，下边将对截面进行安全系数校核。资料采纳45钢，。对称循环疲惫极限脉动循环疲惫极限等效系数截面上的应力水平面弯矩：垂直面弯矩：18/25合成弯矩：曲折应力幅：曲折均匀应力：扭转切应力：扭转切应力幅和均匀切应力：应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=3mm，由和，从附录表1中查出。表面状态系数由附录5查出尺寸系数由附录6查出安全系数曲折安全系数设为无穷寿命，由式16.5得=64.85S=6.261.5S合格扭转安全系数复合安全系数经查验轴所用尺寸合格。轴承验算6.1高速轴轴承验算计算及说明结果19/25轴承寿命计算经计算：水平

16、受力剖析:对C点取矩,则有对A点取矩,则有垂直面受力剖析:对C点取矩,则有:左侧轴承径向力右侧轴承径向力冲击载荷系数，查表18.8得取，当量动载荷基本额定寿命因为,所以只要要对该轴右侧的轴承进行寿命校核：故高速级轴承知足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷20/25安全系数S0正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14，得计算额定静载荷许用转速验算载荷系数f1由,查图18.19，得由，查图18.19，得许用转速N均大于工作转速1460r/min。查验结果该轴承合格。6.2中速轴轴承验算计算及说明轴承寿命计算左侧轴承径向力右侧轴承径向力冲击载荷系数，查表18.8得，当量动载荷基本额定寿命查?机械设计手册?

17、第67页表6-2，得，。因，只计算左侧轴承：合格结果21/25故中速级轴承知足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷安全系数S0正常使用圆柱滚子轴承，查表18.14，得计算额定静载荷许用转速验算载荷系数f1由,查图18.19，得由，查图18.19，得许用转速N均大于工作转速194r/min。经查验该轴承合格。6.3低速轴轴承验算计算及说明轴承寿命计算左侧轴承径向力右侧轴承径向力冲击载荷系数，查表18.8得取，当量动载荷基本额定寿命合格。结果22/25因为,所以只要要对该轴左侧的轴承进行寿命校核：查?机械设计手册?第66页表6-1，得。故高速级轴承知足寿命要求。轴承载荷计算当量静载荷安全系数S0正常使

18、用圆柱滚子轴承，查表18.14，得基本额定静载荷C0r=51.8kN计算额定静载荷许用转速验算载荷系数f1由,查图18.19，得由，查图18.19，得合格许用转速N均远远大于工作转速73r/min。校验结果该轴承合格。键联接的选择和计算7.1高速轴与联轴器键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的轴的直径为22mm,查表4-1，可知时可采纳键，即键宽8mm、高7mm，键长。键的接触长度。联轴器采纳35锻钢制造，。23/25校核键的联接强度：，切合要求。键标志：键。资料采纳45钢。7.2中间轴与大齿轮键联接的选择和计算中间轴与大齿轮键联接的轴的直径为48mm，查表4-1，可知当时可采纳键，即键宽14mm、高9mm，键长80mm。齿轮采纳45钢制造，则此联接所能传达的转矩为：，知足使用要求。7.3键标志：键。资料采纳45中碳钢。低速轴与齿轮键联接的选择和计算低速轴与大齿轮键联接的轴的直径为68mm，查表4-1，可知当时可采纳键，即键宽20mm、高12mm，键长90mm。齿轮采纳45钢制造，则此联接所能传达的转矩为：，知足使用要求。键标志：键。资料采纳45中碳钢。7.4低速轴与联轴器键联接的选择和计算52mm，查表4-1，可知当低速轴与联轴器键联接的轴的直径为时可采纳键即键宽16mm、高10mm，键长90mm，键的接触长度。联轴器采纳45锻钢制造，则此联