机械设计课程设计-二级减速器

新能源与动力工程学院机械课程设计带式运输机的传动装置专业机械设计制造及其自动化班级机设1301班姓名张克平学号201311531指导老师冯国发2016年7月指导教师评语及成绩评定表指导教师评语成绩设计过程〔40〕设计报告〔50〕小组辩论〔10〕总成绩〔100〕指导教师签字：年月日前言教学目标：机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个重要教学环节，也是高等工科院校机械类专业学生第一次较全面的设计能力训练。其根本目的是：1、培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，稳固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。2、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、确定尺寸和选择材料，以及较全面的考虑制造工艺、使用和维护等要求，进行结构设计，到达了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过程和方法。3、进行设计根本技能的训练。例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料〔手册、图册、标准和标准等〕以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。在本课程设计中要求正确运用上述先修课中学过的知识，鼓励采用计算机绘图。教学要求:课程设计的进行方式是在教师指导下由学生独立完成的。每个学生都应该明确设计任务和要求，并拟定设计方案，注意掌握进度，按时完成。设计分段进行，每一阶段的设计都要认真检查，没有原那么错误时才能继续进行下一段设计，以保证设计质量，循序完成设计任务。设计过程中要独立思考、深入钻研，主动地、创造性地进行设计，反对照抄照搬或依赖教师。要求设计态度严肃认真，有错必改，反对敷衍塞责，容忍错误存在。只有这样才能保证课程设计，到达教学根本要求，在设计思想、设计方法和设计技能等方面得到良好的训练。目录封面……………01前言……………03目录……………04一初步设计…………………051.1题目设计任务书………………………051.2组成传动系统方案的拟定………………051.3设计内容…………………051.4方案………………………051.5工作条件…………………051.6原始数据…………………06二电动机的选择……………072.1计算电机所需功率………………………072.2确定电动机转速………………………‥072.3电动机型号的选定……………………‥07三计算传动装置的总传动比和各级传动比………………07四计算传动装置的运动和动力参数………084.1各轴转速………………‥084.2各轴输入功率……………084.3各轴输入转矩……………08五设计V带和带轮…………105.1设计V带………………105.2设计带轮………………12六齿轮的设计………………136.1高速级大小齿轮的设计计算……………136.2低速级大小齿轮的设计计算……………15七减速器箱体结构尺寸设计………………17八轴的设计…………………178.1高速轴Ⅰ的设计…………198.2中间轴Ⅱ的设计…………258.3底速轴Ⅲ的设计…………30九联轴器的选择……………36十减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择…………3610.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择……………………3610.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择………………3610.3密封方式的选择………………………36十一设计体会与小结…………37十二参考文献…………………381初步设计1.1题目：二级直齿圆柱齿轮减速器1.2组成：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。1.3设计内容：序号内容要求1设备工作示意图一张3号图纸2传动装置〔减速器〕装配图1张1#或0#号图纸3零件图2张〔齿轮一张、轴一张〕3号图纸4设计计算说明书一份A4纸张打印1.4方案：电机－>带传动－>两级圆柱齿轮(斜齿或直齿〕减速器－>工作机〔方案图如下列图所示：〕1.5工作条件：工作条件:两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作；1.5.2使用年限：8年，年工作250天；1.5.3检修间隔期：四年大修〔轴承寿命〕，二年小修；1.5.4动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：±5%；1.5.6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；1.6原始数据：输出转矩＝1200＋31×10＝1510N·m1.6.2运输带带速V＝1.1m／s卷筒直径D＝300mm2电动机的选择2.1计算电机所需功率：计算总效率：查手册表1-7得：－带传动效率：0.96－每对轴承传动效率：0.99－圆柱齿轮的传动效率：0.96－联轴器的传动效率：0.993—卷筒的传动效率：0.96－电机至工作机之间的传动装置的总效率那么总效率为＝计算输出功率P＝F·V＝T／〔D／2〕×V＝1510÷【〔0.3／2〕×1.1】＝11.073KW那么电机的输出功率为2.2确定电机转速：由转矩计算公式T＝9550P／n得：n＝9550P／T＝9550×11073.333÷1510＝70.03r／min查设计手册第7页表1：取V带传动比i=24；二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围是：＝70.03×(2～4)×(8～40)＝(1120.48～11204.8)r／min符合这一范围的转速有：1500、30002.3电动机型号的选定：根据电动机所需功率和转速查手册表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率同步转速〔r/min〕额定转速〔r/min〕重量总传动比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y160M1-84KW750720118Kg37.89综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比拟适宜，因此选用电动机型号为Y112M-4，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB4144015004319028608241124002453确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：分配传动比：取那么取经计算〔注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。〕4计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴——依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。4.1各轴转速：4.2各轴输入功率：输出功率为kw那么4.3各轴输入转矩：运动和动力参数结果如下表：轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴12.9986.0714401轴12.5912.47254.55252.00472.132轴11.9711.85716.02708.85159.503轴11.3711.261551.51536.070.424轴11.1811.0731525.21510.067.135设计V带和带轮5.1设计V带确定V带型号：查课本表13-6得：那么根据=12.59kw,=1440r/min,由课本表18-4，选择C型V带，取那么913.8查课本表13-7取〔为带传动的滑动率〕验算带速：带速在范围内，适宜。取V带基准长度和中心距a：初步选取中心距a：1972.5，取2000mm由课本式13-2得：2305.8查课本表13-2取由课本式13-6计算实际中心距：验算小带轮包角：由课本式13-1得：求V带根数Z：由课本式13-15得：查课本表13-3由内插值法得，由EF=0.1得=1.37+0.1=1.38由EF=0.08得查课本表13-2得。查课本表13-5由内插值法得，=163.0由EF=0.009得=0.95+0.009=0.959那么取根。求作用在带轮轴上的压力：查课本表13-1得q=0.10kg/m，故由课本式13-7得单根V带的初拉力：作用在轴上压力：5.2设计带轮电动机带轮的设计：代号结构尺寸和计算公式结果手册157页38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm6齿轮的设计6.1高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查课本表11-7得：，查课本表11-4得：，故，查课本表11-10C图得：，故，按齿面接触强度设计：因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,所以确定选择9级精度制造。查课本表11-3得：载荷系数，取齿宽系数计算中心距：由课本式11－1得考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，取a=180,那么实际传动比：传动比误差：齿宽：所以取高速级大齿轮：高速级小齿轮：计算大小齿轮分度圆直径，：带入中较小值，得=mm=90.0mm即d1=90.0mmd2=mz2=2.5108=270mm齿轮的圆周速度：验算轮齿弯曲强度：查课本表11-9得：按最小齿宽计算：所以平安。所以查课本表11-2知选用9级的的精度是适宜的。6.1.7中间轴大齿轮的设计：因，所以采用腹板式结构：代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径270轮毂轴向长度72倒角尺寸1齿根圆处的厚度10腹板最大直径230板孔直径56腹板厚度23.16.2低速级大小齿轮的设计：材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查课本表11-7得：查课本表11-4得：故查课本表11-10C图得：故按齿面接触强度设计：9级精度制造查课本表11-3得：载荷系数，取齿宽系数计算中心距：由课本式11-5得=189.87取那么取计算传动比误差：〔适宜〕齿宽：，那么取低速级大齿轮:低速级小齿轮：计算大小齿轮分度圆直径，：取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力==373.2Mpa那么==90.0mm即d3=92.5mmd4=mz4=287.5mm6.2.5齿轮的圆周速度：6.2.6验算轮齿弯曲强度：查课本表11-9得：按最小齿宽计算：所以平安。查课本表11-2知选用9级的的精度是适宜的。7减速器箱体结构尺寸设计名称符号计算公式结果〔mm〕箱体总长度LL≧696箱体总宽度DD≧258箱体高度HH≧300箱座厚度10箱盖厚度9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度b15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径=〔0.50.6〕M10轴承端盖螺钉直径=〔0.40.5〕10视孔盖螺钉直径=〔0.30.4〕8定位销直径=〔0.70.8〕8，，至外箱壁的距离查手册表11—2342218，至凸缘边缘距离查手册表11—22816外箱壁至轴承端面距离=++〔510〕50大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.215齿轮端面与内箱壁距离>10箱盖，箱座肋厚98.5轴承端盖外径+〔55.5〕120〔1轴〕125〔2轴〕150〔3轴〕轴承旁联结螺栓距离120〔1轴〕125〔2轴〕150〔3轴〕8轴的设计8.1高速轴Ⅰ设计：材料：按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，选用45号钢调质处理。查课本表14-2取C=100当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为:1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取。8.1.2初算轴的最小直径：因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=21.76mm，又因为高速轴Ⅰ为输入轴，故最小直径取dA=24mm，带轮与轴配合的毂孔长度为L1=38mm。高速轴轴上零件的装配方案如图(a)所示：首先确定各段直径A段：=dA=24mm由最小计算直径得出B段：=35mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为35mm的C段：=40mm，与深沟球轴承〔6308〕配合，取轴承内径D段：=49mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=4.5mmE段：=59.45mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》G段，=40mm,与深沟球轴承〔6308〕配合，取轴承内径F段：=49mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=4.5mm第二、确定各段轴的长度A段：=36mm,应该比联轴器毂孔长度L1=38mm略短B段：=50mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取50mmC段：=47mm,与轴承〔深沟球轴承〔6308〕〕配合,加上挡油盘长度〔参考《减速器装配草图设计》〕=B+s+△3=23+8+16=47mmD段：L4=110mm，根据实际情况酌情增减G段：=23mm,与轴承〔深沟球轴承〔6308〕〕配合,加上挡油盘长度〔参考《减速器装配草图设计》〕F段：，=△2+s=8+16=24mmE段：，齿轮的齿宽轴总长L=360mm，两轴承间距离〔不包括轴承长度〕S=212mm，8.1.3校核该轴和轴承:L1=73L2=211L3=96作用在齿轮上的圆周力为：径向力为作用在轴1带轮上的外力：求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得求并绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求并绘制F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：〔取折合系数〕计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本表14-1得，查课表14-3得许用弯曲应力，那么：因为，所以该轴是平安的。8.1.4轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本表16-9，16-10取取按最不利考虑，那么有：那么因此所该轴承符合要求。8.1.5弯矩及轴的受力分析图如下：8.1.6键的设计与校核:根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于在范围内，故轴段上采用键：,采用A型普通键:键校核为L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50得:查课本表10-10所选键为：8.2中间轴Ⅱ的设计：8.2.1材料：按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，选用45号钢调质处理。查课本表14-2取C=1008.2.2初算轴的最小直径：因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=19.5mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合局部，初选深沟球轴承6305，故取=25mm.轴Ⅱ的轴上零件设计装配图如下：先确定各段的直径A段:=40mm,与轴承〔深沟球轴承6308〕配合F段：=40mm,与轴承〔深沟球轴承6308〕配合E段：=49mm，非定位轴肩，取轴肩高度h=4.5mmB段：=61mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：=62.5mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=72.5mm,定位轴肩，取轴肩高度为6mm②然后确定各段距离：A段：=23mm,考虑轴承〔深沟球轴承〔6308〕〕宽度B段：=15mm,根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：=100mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B3E段：=65mm,根据高速级大齿轮齿宽B2=60mm减去4mm〔为了安装固定〕F段：=51mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=20mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离〔不包括轴承长度〕S=212mm减去长度可得出轴总长L2=274mm。8.2.3校核该轴和轴承：L1=74L2=117L3=94作用在2、3齿轮上的圆周力：N径向力：求垂直面的支反力:计算垂直弯矩：求水平面的支承力：计算、绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：〔取折合系数〕计算危险截面处轴的直径：n-n截面:m-m截面:由于，所以该轴是平安的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本表16-9，16-10取取那么，轴承使用寿命在年范围内，因此所该轴承符合要求。8.2.4弯矩及轴的受力分析图如下：8.2.5键的设计与校核：参考教材表10-11，由于所以取因为齿轮材料为45钢。查课本表10-10得L=100-30=70取键长为70,L=56-12=42取键长为40根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:8.3从动轴Ⅲ的设计：8.3.1：输入功率P=11.26KW,转速n=70.42r/min,T=1536N﹒m轴的材料选用40Cr〔调质〕，可由表15-3查得=1008.3.2轴的最小直径:==54.85mm因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=58.61mm。又因为低速轴Ⅲ为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，那么：Tca=KaT3=1.3×1368580N.mm=1779154N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表14.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LX4，轴孔的直径=60mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm。轴Ⅲ轴上零件设计装配图如下：①首先，确定各轴段直径：A段:=65mm,与轴承〔深沟球轴承〔6313〕〕配合内径为65mmE段:=65mm,与轴承〔深沟球轴承〔6313〕〕配合B段:=77mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段:=83mm,定位轴肩，取轴肩高h=3mmD段:=78mm,非定位轴肩，轴肩高h=6mmF段:=62mm,非定位轴肩,轴肩高h取2mmG段:=48mm,联轴器的孔径②然后、确定各段轴的长度：A段:=45mm,由轴承长度，△3，挡油盘尺寸确定B+s+△3+4=17+8+16+4=45mmB段:=84mm，齿轮齿宽B4=90mm减去4mm，便于安装C段:=20mm,轴环宽度，取圆整值E段:=57mm,由轴承长度，△3，挡油盘尺寸确定D段:=68mm,由两轴承间距212mm减去其他已确定长度数据F段:=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段:=82mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2=421mm。8.3.3校核该轴和轴承：L1=97.5L2=204.5L3=116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力：径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支承力：计算、绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加，得求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：〔取折合系数〕计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本表14-1得，查课本表14-3得许用弯曲应力，那么：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是平安的。8.3.4轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本表16-9，16－10取取按最不利考虑，那么有：那么,该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。8.3.5弯矩及轴的受力分析图如下：键的设计与校核：因为d1=63装联轴器查课本表10-9选键为查课本表10-10得因为L1=107初选键长为100,校核所以所选键为:装齿轮查课本表10-9选键为查课本表10-10得因为L6=122初选键