机械设计方案二减速器说明书.docx

1、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案环节，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。3）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1.设

2、计题目及原始数据设计带式输送机用二级齿轮减速器原始数据：1）输送带工作拉力F= 4660 N 。2 输送带工作速度v=0.63m/s( 允许输送带速度误差为5 ；3）滚筒直径D=300mm 。4 滚筒效率 0.96选择 Y 系列三相异步电动机。2）电动机的容量由电动机至工作机的总效率为1/20 = 1* 2 * 3* 4* 5 式中各部分效率由设计资料查得：普通V 带的效率1=0.96 ，一对滚动轴承的效率2=0.99 初选球轴承），闭式齿轮传动效率 3=0.97/(1000* =3.634kw(2确定电动机的转速卷筒轴工作转速为nw=(60*1000*v/(=40.107r/min且初步估取

3、电动机的额定功率为4kw又优先选用同步转速为1000r/min 或 1500r/min 的电动机。有设计资料电动机部分选用Y132M1-6 或 Y112M-4 型电动机，同时查得Y132M1-6 的满载转速为960r/min, 总传动比i 总=nd/nw=960/40=24 ，过小，故不选。综上所述，选取Y112M-4 型电动机。其主要性能见表电 动 机 型额定功率满载转速堵转转矩质量号额定转矩Y112M-4414402.243外形和安装尺寸见下表；机座号中心高安 装 尺轴 伸 尺平键尺外形尺寸寸寸寸HABDEFGlAAA*GDDC/2D112M1121126824211904080*7400

4、651590二 分配各级传动比总传动比为1440/40.107=35.937由式i=i 1* i 2, 式中 i 1 和 i2 分别为 V 带传动和减速器的传动比。按传动比分配注意事项，i 带 i 齿 ，初步取i 带 =2.99， i 齿 =i/i 带=35.937/2.99=12.019. 又在减速器中，取i 1=3,i2=4.006 。三 .计算运动和动力参数2/20 各轴的输入功率：=3.634*0.96=3.489kw* 2* 3=3.484*0.99*0.97=3.35kw * 2* 3=3.35*0.97*0.99=3.217kwp=* 2* 4=3.217*0.99*0.97=3

5、.089kw(3各轴的输入转矩：69.185nm同理，=199.287nm,=766.640nmT =736.137nm将计算数值列于下表：轴号转速 n电动机轴1440轴481.6053.489轴160.5353.35轴40.0743.217轴40.0743.089四设计计算窄V 带传动1. 确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数KA=1.2 ，故Pca=KA*P=1.2*4=4.8kw输入扭矩 69.185199.287766.640736.1373/202. 选取窄 V 带带型根据 Pca、由图 8-9 课本上）确定选用SPZ 型3.确定带轮基准直径由表 8-3 和表 8-7 取主动轮基

6、dd1=71mm根据式 8-15，从动轮基准直径dd2 i*d d1=213mm按式 8-13 验算带的速度 :：由公式得 V 1=5.353m/s35m/s.故带的速度合适。4.确定窄 V 带的基准长度和传动中心距根据 0.7*a0，初步确定中心距a0=400mm根据式 8-20 计算带所需的基准长度2L d=2*a 0+0.5* *(dd1+dd2+(d d2-dd1 /(4*a 0=1258.709mm按式 8-21 计算实际中心距aa=a0+(Ld-L d/2=395.646mm5.验算主动轮上的包角1=180- ( dd2-dd1/a*57 o=159.363 o120o故主动轮上的

7、包角合适。6.计算窄 V 带的根数Z由式 8-22 知： Z= Pca/(P O+ PO*K* KL由 nm=1440r/min, dd1=71mm,i=3, 查表 8-5c 和 8-5d 得PO=1.237kwPO=0.217kw查表 8-8 得 K=0.947 ，查表 8-2 得 KL=0.94则代入公式计算得：Z=3.709取 Z=4根7. 计算预紧力 Fo由式 8-23 知查表得 q=0.07kg/m ，故Fo=185.819N8. 计算作用在轴上的压轴力Fp由式得：代入数据得： Fp=1462.51N。五减速器内传动零件的.设计计算高速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等

8、级、材料及齿数A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动；B.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度 GB10095 4/2088）；C. 材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40 调质），硬度是 280HBS ，大齿轮材料为45 钢按齿面接触强度设计确定公式内的数值A.试选=1.6 ，由图 1030 选取区域系数=2.433B.由图 10 26 查得=0.78=0.88 所以=1.66C.由表 10-7 选取齿宽系数=1D. 查表 10 6 得材料的弹性影响系数=189.8E. 由图 10 21d 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

9、=550MPaF. 计算应力循环次数=60nj=60*1440*1*(2*8*300*10=4.1472*同理=7.825*由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数=0.9 ,=0.95G. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则=/S=540MPa=/S=522.5MPa所以=*查图 10-13 得1.62；查表10-3 得所以 载荷系数 K =2879F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径60.965mmG. 计算模数2.4653按齿根弯曲强度设计由式 10-17：确定计算参数6/20A.计算载荷系数K =2.586B.由纵向重合度=1.903，查图 10-28

10、 得螺旋角影响系数=0.88C.计算当量齿数同理=105.089D.查取齿形系数由表 10-5 查得齿形系数592；176E. 查取应力校正系数6；=1.794F.由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；G 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数；0.88H. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则； 同理=238.86MPa计算大、小齿轮的，并加以比较=0.01365=0.01632所以 ,大齿轮的数值大5) 设计计算=1.716mm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=2.0mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接

11、触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径60.965mm 来计算应有的齿数。于是有=29.577取=30 则=u=120.18.取=1207/204. 几何尺寸计算1 计算中心距a=154.592mm将中心距圆整为155mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角14.593o=14 o35 35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62.000mm同理=248.001mm4 计算齿轮宽度b=62.000mm圆整后取65mm=70mm此时传动比i2=4,i 带 =2.99,i 1=3.005，经修正后得：轴号转速输入功率输入扭矩n轴481.6053.48969.185轴1

12、60.2683.35199.619轴40.0673.217766.774轴40.0673.089736.266 低速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如课本上图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。B.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度 GB10095 88）；C.材料选择。由表10 1 选择小齿轮材料为40调质），硬度为8/20280HBS ，大齿轮材料为45 钢 =4.493*同理=1.495*由图 10 19 查得接触疲劳寿命系数=0.94=0.98G. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则=/S=564MPa=/S=53

13、9MPa所以=592.4MPa3) 计算a 小齿轮分度圆直径所以=81.207mmb 计算圆周速度v=0.681m/s9/20c 计算齿宽 b 及模数b=1*81.207=81.207mm=d3t/Z 1=3.384mmh=2.25*=7.613mmb/h=10.667d 计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据 v=0.681m/s ， 8级精度，由图10-8 查得动载系数=1.1；直齿轮，假设*F t/b*由 b/h=10.667,=1.463,查图 10-13 得1.35；所以 载荷系数 K =1.931e 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径92.656mmf 计算模数d3 /z3=92

14、.656/24=3.8614) 按齿根弯曲强度设计确定计算参数A. 计算载荷系数K =1.782B. 查取齿形系数由表 10-5 查得齿形系数2.65；2.236应力校正系数1.58；=1.754C. 由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；D. 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数；898710/20E. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则310.714MPa ； 同理=241.571MPaF.计算大、小齿轮的，并加以比较=0.01348=0.01624大齿轮的数值大5) 设计计算=2.791mm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

15、度计算的法面模数，取=3.0mm ，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92.656mm 来计算应有的齿数。于是有d/m=92.656/3=30.885,取=31 则=u=93.155, 取 Z 4=93这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6) 几何尺寸计算A. 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1*m=31*3=93mmd2=z2*m=93*3=279mmB. 计算中心距a=(d1+d2/2=186mmC. 计算齿轮宽度b=93mm圆整后取95mm=100mm7 验算Ft=2*/d1=

16、4292.88N* Ft/b=46.16100. 故合适。8）此时 i 带=2.99,i1 =3,i 2=4,经再次修正后得：11/20轴号转速输入功率输入扭矩n轴481.6053.48969.185轴160.5353.35199.287轴40.1343.217765.499轴40.1343.089735.036六 校验传动比实际传动比为i 实=2.99*3*4=35.88总传动比i 总 =35.937所以传动比相对误差为求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为62.000mm而 圆周力Ft=2*/d1=2231.774N径向力 Fr=839.378N轴向力=218.532N3. 初

17、步确定轴的最小直径12/20选取轴的材料为45 钢，调质处理。由表15-3，取=112，于是得：21.671mm输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的直径d -，为了便于制造，故初选 d - =25mm4.轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案如上述分析所述，按课本上P48 图 5-34 所示装配。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴向定位要求，- 轴段右端制出一轴肩，故取- 段的直径d - =35mm。并根据带轮的宽度选L - =B=(Z-1*e+2*f=38mm.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，故选用角接触球承。参照工作要求并根据d-=3

18、5mm，由轴承中初步选取0 基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7008C。起尺寸为d*D*B=40mm*68mm*15mm故.取 d-=d- =40mm，且取挡油板宽度为10+2mm,故 L- =B+10+2=27mm显.然， d- =d - +2*h起轴肩定位作用，故取d - =55mm.根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离X2*mt 。 故将齿轮与轴做成一体，即齿轮轴。此时齿轮与轴使用同种材料并均经过相应热处理，所以L-=B1 =70mm.显然，齿轮轴处安装齿轮的轴径d - 为齿轮轴的齿顶圆直径，即d - =62+2*h a=66.000mm,同理 d - =d - =55mm，且 L

19、- =L - =27mm,L - = 2-2=10-2=8mm,L-=100+3+2-2-2.5*2=115,同时为了满足凸缘式端盖装拆要求，取L- =66mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5 轴上力的作用点及支点跨距的确定1）由手册上查得轴承的a 值为 14.7mm，计算得出带轮上力作用点与支撑受力点的距离为L 1=0.5* L - +L - +a=100mm 。齿轮中心与左支撑受力点的距离为L 2=0.5* L-+L-+L - - a=162mm齿轮中心与右支撑受力点的距离为L 3=0.5* L- +L-+L - - a=55mm.13/206 .轴、滚动轴承及键联接的强度计算1

20、）轴的强度计算。由题图的传动方案，假设高速轴上小斜齿轮右旋，并旋转方向为右旋，而且 =14.593 o高速齿轮轴的材料应与小齿轮原定材料相同，即45 纲调质处理，此材料的=650Mpa,=60Mpa. 高速轴的受力分析和弯扭矩图如下图所示(见下页）从轴的结构图以及弯矩图中可以看出C 截面是轴的危险截面，现将计算出的截面C 出的M H、M V 及 M 值列于下表：载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH1=557.944NFNV1 =1815.28NFNH2=1673.831NFNV2 =-1192.148N弯矩 MM H=92060.76NmmM V1 =-117000.8NmmM V2 =-

21、65568.14Nmm总弯矩221/2=117000.8NmmM1=M 2=(M H2+M V221/2=117083.9Nmm扭矩 TT1=69.185*103Nmm14/206.按弯扭组合应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：4.321Mpa前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由表15-1 查得=60MPa ，因此是安全的。2）滚动轴承计算高速轴的轴受力分析简图如图e 115/20875.349/2054.976=e2故对轴承1， X 1=0.44， Y 1=1.275对轴承 2， X 2=1，Y 2=0按表 13-6

22、，取载荷系数f p=1,则：P1=f p*(X 1Fr1 +Y1F a1=0.44*1899.09+1093.881=1929.481NP2=f p*(X 2Fr2 +Y 2 Fa2=X 2Fr2 =Fr2=2054.976N4验算轴承寿命因为P1P2，所以按轴承2 的受力大小验算又 n=481.605r/min ， C=20000N, =3, 代入计算得：31899.596h=5.46年故所选轴承可满足要求。/(d*h*l=4*69.185*1000/(25*7*24=65.89Mpa=100Mpa故此键联接强度足够。二. 中间轴的结构设计1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45 钢，调质

23、处理。由表15-3，取=115，于是得：31.661mm轴的最小直径是安装在轴承上的，同时选角接触球轴承。并根据31.661mm 可选7207C，其尺寸为d*D*B=35*72*17mm.2.轴的结构设计1）显然 d - =d- =35mm,且查表知B=17mm所以： L- =B+10+2+2=39mmL- =B+10+2+2.5+2=41.5mm2）取安装齿轮处的轴段-和 -直径为d- =d- =40mm且由齿轮宽度得：L-=100-2=98mm,L-=65-2=63mm16/203）由以上分析知：d - =d- +2*小直齿轮的作用点与右支撑受力点间的距离为：l 1=L- -a+B /2-

24、2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取 l =71mm11大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为l 2=L - - a+B 2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm, 取 l 2=56mm.小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为l 3=B1/2 +B2 /2+L-=50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齿轮上的力：已知2=93mm,而t2*T / d=2*199.287*10 3/93=4285.742NdF =FFt *tan n=4285.742*tan20o=1559.882Nr =圆周力t及径向力FFr 的方向如图所示17/20由以上计算得：载荷水平面

25、 H垂直面 V支反力 FFNH1=3466.982NNV1F =-963.266NFNH2 =3050.534NFNV2 =242.762N弯矩 MM H1=246155.722NmmM V1 =68391.886NmmM H2=170829.904NmmM V2 =13594.672Nmm总弯矩 M221/2M1=255480.116Nmm221/2=171369.983NmmM 2=(M H +M V2扭矩 TT=199.287Nm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，由以上分析可知危险截面B 最危险，取a=0.6, 轴的计算应力32.65Mp a前已选定轴的材料为45 钢，由表查得=60MPa ，因此是安全的。2）滚动轴承计算中间轴的轴受力分析简图如图e ）1）轴承 1 和 2 的径向力分别为Fr1 =3598.311NFr2 =3060.178N2） 2）由滚动轴承标准查得7207C 型附加轴向力为Fd=e*F r 。先初取 e=0.4，因此可估算Fd1=0.4*F r1=0.4*3598