机械工艺课程设计——拨叉设计.doc

目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31五 参考资料 32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 题号 参数1运输带工作拉力（kN）3.0运输带工作速度（m/s）2.0卷筒直径（mm）360二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计计 算 及 说 明结 果1.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.990.960.83；为V带传动的效率,为滚动轴承的效率，为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。为弹性联轴器的效率，为卷筒轴滑动轴承的效率a=0.83计 算 及 说 明结 果由已知条件计算驱动卷筒的转速2.电动机的选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1） 卷筒轴的输出功率（2） 电动机输出功率 6.0kw/0.837.23kW（3） 电动机额定功率选取电动机额定功率7.5 kW3、确定电动机的转速： 由表21查得V带传动比i1=24，二级圆柱齿轮传动传动比范围i2=936，则总传动比范围为ia=18144，则电动机转速的可选范围为nd=ianw=（18144）106=（190815264）r/min符合这一范围的同步转速只有3000r/min。4、确定电动机型号根据所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S2-2。其主要性能：额定功率：7.5kW，满载转速2900r/min，额定转矩2.0，质量70kg。3.确定传动装置的总传动比和分配传动比=7.23kW7.5 kW 电动机型号Y132S2-2计 算 及 说 明结 果1、传动装置总传动比：2、分配各级传动比取V带传动比i12.0，则二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则取i24.41,i33.14.计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速（r/min）n0 = nm=2900r/minn1 = n0 /i1=2900/2.0=1450(r/min)n2 = n1/ i2=1450/4.41=328.8(r/min)n3 = n2/ i3=357/3.1=106.1(r/min)2、 各轴输入功率P0= Ped =7.5kWP1= P01=7.50.96=7.2kWP2=P123=7.20.990.97=6.9kWP3=P223=6.90.990.97=6.62kW3、 各轴转矩T0=9550P0/n0=95507.5/2900=24.70NmT1=9550P1/n1=95507.2/1450=47.42NmT2=9550P2/n2=95506.9/328.8=200.4NmT3=9550P3/n3=95506.62/106.1=595.86Nmi总=27.38i12.0i24.41i33.1n0 =2900r/minn1 =1450r/minn2=328.8r/minn3=106.1r/minP0=7.5KWP1=7.2KWP2=6.9KWP3=6.62KWT0=24.70NmT1=47.42NmT2=200.4NmT3=595.86Nm计 算 及 说 明结 果5.设计带和带轮确定计算功率查课本表9-9得：,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.选择带型号根据，n0 =2900r/min,查课本表8-8和表8-9选用带型为A型带选取带轮基准直径查课本表8-3和表8-7得小带轮基准直径则大带轮基准直径验算带速v在525m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度由于,初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距验算小带轮包角，包角合适。Pca=8.25kWdd2=180mmV=13.66m/s取a0=350Ld=1120mma=345.16mm1=165.21计 算 及 说 明结 果确定v带根数z因，带速，传动比,查课本表8-5a和8-5b,得.查课本表8-2得=0.91.查课本表8-8,得K=0.96由公式8-22得,故选Z=5根带。计算预紧力查课本表8-4可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-24可得:6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数Z=5根F0=114.8NFp =1136.52N计 算 及 说 明结 果1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮2）按GB/T100951998，选择7级精度3）材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS，高速级大齿轮选用45钢调质，硬度为240HBS 4）取小齿轮齿数=24，大齿轮齿数Z=i2Z=4.4124=105.84 取Z=106.5）选取螺旋角=142按齿面接触强度设计1） 确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则由课本公式10-13计算应力循环次数N=60nj =6014501（283008）=3.34110hN= N/3.38=9.88510h 查课本图 10-19得：K=0.92 K=0.95齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.92600=552=0.95550=522.5N13.34110hN2 = 9.885h=552=522.5计 算 及 说 明结 果许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1计算小齿轮传递的转矩T=95.510=95.5107.2/1450=4.74210Nmm2)计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数 b=43.59mm=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.251.76=3.96 =43.59/3.96 =11.0=537.25T=4.74210NmmV=3.31m/sb=43.59mm=1.76mm计 算 及 说 明结 果计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.11,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231043.59=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.111.21.42=1.89按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=43.59=46.07计算模数=3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式=1.903K=1.42K=1.89d=46.07=1.86mm计 算 及 说 明结 果1） 确定公式内各计算数值载荷系数KKK K K K=11.111.21.351.798根据纵向重合度1.903,从图1028查得螺旋角影响系数Y0.88 计算当量齿数Zv1Z1/cos324/ cos1426.27 Zv2Z2/cos3106/ cos14116.14 按对称布置，初选齿宽系数1查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.174 应力校正系数Y1.596 Y1.806计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.4查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4=K1.94Zv126.27Zv2116.14=303.57Mpa=238.86Mpa计 算 及 说 明结 果 大齿轮的数值大.选用.3）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=1.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=46.07来计算应有的齿数.于是由:z=29.79 取z=31，则z=4.4131=137 4 几何尺寸计算1）计算中心距 a=130.67将中心距圆整为1302）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.3）计算大.小齿轮的分度圆直径d=47.84d=211.42mn=1.344mmmn=1.5mmz=31z=137a=130mmd1=47.84mmd2=211.42mm计 算 及 说 明结 果4）计算齿轮宽度B=圆整后取 （二） 低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮2）按GB/T100951998，选择7级精度3）材料：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS，高速级大齿轮选用45钢调质，硬度为 240HBS 4）取小齿轮齿数Z3=24，大齿轮齿数Z4= i3Z3=3.124=74.4 取Z4=75.5）选取螺旋角=142. 按齿面接触强度设计1)确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-26 则B1=55mmB2=50mmi3=3.1Z3=24Z4=75计 算 及 说 明结 果由课本公式10-13计算应力循环次数N3=60n2j =60328.81（283008）=7.58hN4= N3/3=0.25310h 查课本 10-19图得：K=0.90 K=0.95齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:=0.90600=540=0.95550=522.5 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1计算小齿轮传递的转矩T=95.510=95.5106.9/328.8=200.4105Nmm2)计算小齿轮的分度圆直径d= =72.96mm计 算 及 说 明结 果计算圆周速度计算齿宽b和模数 b=72.96mm=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.95=6.638 = =10.99计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.04,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231072.96=1.42查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.041.21.42=1.77V=1.26m/sb=72.96mm=2.95mm=1.903K=1.42K=1.77计 算 及 说 明结 果按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3t=72.96=75.46计算模数=3. 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式1）确定公式内各计算数值载荷系数K KK K K K=11.041.21.351.685根据纵向重合度1.903,从图1028查得螺旋角影响系数Y0.88计算当量齿数Zv3Z3/cos324/ cos1426.27 Zv4Z4/cos375/ cos1482.18 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表10-5得:齿形系数Y2.592 Y2.216 应力校正系数Y1.596 Y1.772d3=75.46mm=3.05mmK1.685Zv326.27Zv482.18计 算 及 说 明结 果计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.4查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K=0.85 K=0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用.2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=75.46来计算应有的齿数.于是由:Z3=29.27 取z3=29，则z4=3.129= 89.9，取z4=89 mn=2.13mmmn=2.5mmZ3=29Z4=89计 算 及 说 明结 果4 几何尺寸计算1）计算中心距 a=152.66将中心距圆整为1522）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.3）计算大.小齿轮的分度圆直径d=74.74d4=229.384）计算齿轮宽度B=圆整后取 V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.04.41 3.12. 各轴转速nn0(r/min)n1(r/min)n2(r/min)n3(r/min)29001450328.8106.1a=152d3=74.74mmd4=229.38mmB3=80mmB4=75mm计 算 及 说 明结 果3. 各轴输入功率 PP0（kw）P1（kw）P2（kw）P3(kw)75 72696624. 各轴输入转矩 TT0(kNm)T1(kNm)T2(kNm)T3(kNm)247047.42200.4595.865. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90180345.16112057.传动轴承和传动轴的设计7.1低速轴的设计与校核1.求输出轴上的功率P，转速，转矩P=6.62KW =106.1r/min=595.86Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =229.38而 F= F= F计 算 及 说 明结 果 F= Ftan=51050.2489=1293.14N3.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr,调质处理,根据课本取 取=（1+5%）=43.70mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查GB5014-85选用HL4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案计 算 及 说 明结 果2）计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要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取（2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7211AC，其尺寸为的,故右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承定位轴肩高度mm,齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取.轴环宽度,取b=9mm. 轴承端盖的总宽度为32mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=19,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=10,已知滚动轴承宽度T=21,高速齿轮轮毂长L=50,则计 算 及 说 明结 果作为定位轴肩，取=62mm =21+10+1=32至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于7211AC型的角接触球轴承,a=18.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 计 算 及 说 明结 果8.键的设计和计算1)选择键联接的类型和尺寸输出轴联轴器选C型平键联接 输出轴大齿轮选A型平键联接尺寸b1=14 h1=9 L1=63 尺寸b2=18 h2=11 L2=56中速轴大齿轮选A型平键联接 输入轴带轮选C型键联接尺寸b3=14 h3=9 L3=36 尺寸b4=8 h4=7 L4=452)校和键联接的强度 查课本表6-2得 =120MP工作长度l1=56 l2=38 l3=22 l4=41键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5h， K1=4.5，K2=5.5，K3=4.5，K4=3.5由式（6-1）得： 四者都合适键1：1463 C GB/T1096-1979 键2：1856 GB/T1096-1979计 算 及 说 明结 果键3：1436 GB/T1096-1979键4：845 C GB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。计 算 及 说 明结 果C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4计 算 及 说 明结 果轴承旁联接螺栓直径M16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径见表9-9M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）10，至箱外壁距离查机械课程设计指导书表426/22/18，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424/20/16箱体外壁至轴承座端面距离=+（510）60大齿轮顶圆与箱体内壁距离1.210齿轮端面与箱体内壁距离16加强肋厚 8轴承端盖外径+2.5100（输入轴）100（中速轴）120（输出轴）轴承旁联结螺栓距离S110（输入轴）100（中速轴）120（输出轴）计 算 及 说 明结 果10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=177 =19.323所以H