机械设计课程设计说明书2012283501

目录HYPERLINK第一章任务书 2HYPERLINK1.1设计目的 2HYPERLINK1.2设计题目 2HYPERLINK1.2.1运动简图 2HYPERLINK1.2.2已知条件 2HYPERLINK1.2.3设计数据 3HYPERLINK1.2.4设计工作量 3HYPERLINK第二章传动装置总体设计方案: 3HYPERLINK2.1组成 3HYPERLINK2.2减速器的选用 3HYPERLINK2.3确定传动方案 3HYPERLINK第三章电动机的选择 3HYPERLINK3.1选择电动机的类型 3HYPERLINK3.2选择电动机的容量 4HYPERLINK3.3确定电动机转速 4HYPERLINK第四章确定传动装置的总传动比和分配传动比 5HYPERLINK4.1分配减速器的各级传动比 6HYPERLINK4.2计算各轴的动力和动力参数 6HYPERLINK第五章传动零件的设计计算 6HYPERLINK5.1V带设计 6HYPERLINK5.1.1已知条件和设计内容 6HYPERLINK5.1.2设计步骤： 7HYPERLINK5.2齿轮设计 8HYPERLINK5.2.1高速级齿轮传动计算 8HYPERLINK5.2.2低速机齿轮传动计算 14HYPERLINK5.2.3圆柱齿轮传动参数表 20HYPERLINK5.3减速器结构设计 20HYPERLINK5.4轴的设计及效核 21HYPERLINK5.4.1初步估算轴的直径 21HYPERLINK5.4.2联轴器的选取 22HYPERLINK5.4.3轴的结构设计（直径，长度来历） 22HYPERLINK5.4.4轴承的确定 24HYPERLINK5.4.5低速轴的校核 25HYPERLINK5.4.6精确校核轴的疲劳强度 26HYPERLINK5.4.7轴承的寿命计算 29HYPERLINK5.4.8键连接的选择和计算 31HYPERLINK5.5减数器的润滑方式和密封类型的选择 31HYPERLINK5.5.1齿轮传动的润滑 31HYPERLINK5.5.2润滑油牌号选择 32HYPERLINK5.5.3密封形式 32HYPERLINK第六章设计总结 32HYPERLINK第七章参考文献 32计算与说明主要结果任务书设计目的1、培养学生综合运用所学知识解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练使所学理论知识得以巩固和提高。2、学习和掌握一般机械设计的基本方法和程序，树立正确的工程设计思想，培养独立设计能力，为后续课的学习和实际工作打基础3、进行机械设计基本技能的训练，包括设计计算、绘图、查阅和使用标准规范、手册、图册等相关技术资料等。1.2 设计题目带式运输机的二级展开式圆柱齿轮减速器1.2.1 运动简图1.2.2 已知条件（1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；

（2）使用折旧期：8年；

（3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；

（4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；

（5）运输带速度允许误差：±5%；

（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.2.3 设计数据题号：1 运输带工作拉力F/N：1500运输带工作速度v/(m/s)：1.1卷筒直径D/mm：2201.2.4 设计工作量（1）装配工作图1张（A1号或A0号图纸）；（2）零件工作图3张（传动件、轴和等）；（3）设计计算说明书一份。传动系统的总体设计2.1 组成电机、减速器、工作机。2.2 减速器的选用两级二级展开式圆柱齿轮减速器特点：采用斜齿轮，总传动比比较大，结构简单，运用最广。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。2.3 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：电机3.1 各级效率（为V带的效率；为轴承的效率；为齿轮的效率；为联轴器的效率；为卷筒的效率）查机械设计课程设计手册表1-5，可知=0.96、=0.98、=0.98、=0.99、=0.96=0.88（为工作效率）3.2 电机功率 （为电动机功率，为负载功率，为总效率。） 3.3 转速的确定总传动比选择： 选择电机转速为1500r/min，考虑结构设计，在高速轴电机位置加个V带。取V带传动比为2，则高速齿轮传动比，低速齿轮传动比。则查机械设计课程设计手册表12-1，可知电动机选 Y100L2-4（）数据处理4.1 各轴转速第一根轴的转速：第二根轴的转速：第三根轴的转速：4.2 各轴功率输入：输出：输入4.3 各轴转矩电机输出：Ⅰ轴输入：Ⅱ轴输入：Ⅲ轴输入：筒轴输入：4.4计算结果轴名功率P/kw转距T/转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机2.2715.16143020.96Ⅰ轴2.1792.13529.1028.52715Ⅱ轴2.0932.05183.8782.19238.3330.96Ⅲ轴2.0101.970201.36197.3395.332.50.96卷筒轴1.9501.911195.35191.4495.3310.97传动零件的设计计算5.1V带设计（计算过程所查数据属于《机械设计》）5.1.1确定计算功率由带式输送机、工作两班制，查表8-8可知,则5.1.2选择V带的带型由，查图8-11可知选用A型带，5.1.3确定带轮的基准直径，并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径查表8-7和表8-9，取（2）验算带速V带速合适。（3）计算大带轮的基准直径查表8-9，取5.1.4确定V带的中心距a和基准长度（1）由可知初定中心距（2）计算带所需的基准长度查表8-2，取（3）计算实际中心距则5.1.5验算小带轮上的包角5.1.6计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率由和，查表8-4可知由和A型带，查表8-5可知查表8-6可知，查表8-2可知则（2）计算V带的根数Z，取Z=25.1.7计算单根V带的初拉力由表8-3得A型带，则5.1.8计算压轴力5.2齿轮设计（斜齿轮）（查《机械设计》）5.2.1高速级齿轮传动计算已知：，工作寿命为8年，两班制。1.选定齿轮类型、材料、精度等级和齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传动（2）材料查表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。齿轮精度查表10-6，取7级精度。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（5）初选螺旋角，压力角2.按齿面接触强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径试选载荷系数,查表10-7，可知查图10-20可知区域系数计算重合度系数：则螺旋角系数查图10-25d，计算求得则（2）调整小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽查表10-2可知查图10-8可知查表10-3可知查表10-4可知则可得分度圆直径：齿轮模数：3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试选载荷系数查图10-17可知查图10-18可知查图10-24c可知查图10-22可知,取因为大齿轮大于小齿轮，所以试算齿轮模数：调整齿轮模数圆周速度齿宽齿高查图10-8可知，查表10-3可知查表10-4可知，查图10-13可知则对比计算结果：为了满足弯曲疲劳强度，取为了同时满足接触疲劳强度，需按计算则：4.几何尺寸计算（1）计算中心距，圆整为85mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度：5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核：查表10-2可知，查图10-8可知，查表10-3可知，查表10-4可知则：,查图10-20可知查表10-4可知，，则满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核，查图10-17可知查图10-18可知查图10-24c可知查图10-22可知则满足齿根弯曲疲劳强度。5.2.2低速级齿轮传动计算已知：，工作寿命为8年，两班制。1.选定齿轮类型、材料、精度等级和齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传动（2）材料查表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。齿轮精度查表10-6，取7级精度。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取（5）初选螺旋角，压力角2.按齿面接触强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径试选载荷系数,查表10-7，可知查图10-20可知区域系数计算重合度系数：则螺旋角系数查图10-25d，可知小齿轮和大齿轮查图10-23可知取失效概率为，S=1.2则则（2）调整小齿轮分度圆直径圆周速度齿宽查表10-2可知查图10-8可知查表10-3可知查表10-4可知则可得分度圆直径：齿轮模数：3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试选载荷系数查图10-17可知查图10-18可知查图10-24c可知查图10-22可知,取因为大齿轮大于小齿轮，所以试算齿轮模数：调整齿轮模数圆周速度齿宽齿高查图10-8可知，查表10-3可知查表10-4可知，查图10-13可知则对比计算结果：为了满足弯曲疲劳强度，取为了同时满足接触疲劳强度，需按计算则：4.几何尺寸计算（1）计算中心距，圆整为120mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度：5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核：查表10-2可知，查图10-8可知，查表10-3可知，查表10-4可知则：,查图10-20可知查表10-4可知，，则满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核，查图10-17可知查图10-18可知查图10-24c可知查图10-22可知则满足齿根弯曲疲劳强度。5.3减速器结构设计减速箱机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm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16地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径12机盖与座联接螺栓直径10联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径7、、到外箱壁距离22、18、16、至凸缘边缘距离20、14轴承旁凸台半径20凸台高度由结构确定外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度10轴承旁联接螺栓距离805.4轴的设计和校核5.4.1初步估算轴的最小直径在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：P—轴所传递的功率，kw；n—轴的转速，r/min;A—由轴的需用切应力所确定的系数。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查得A=103～126，则I轴Ⅱ轴Ⅲ轴将各轴圆整为=18mm,=25mm,=35mm。5.4.2联轴器的选择Ⅲ轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,查《机械设计》表14-1可知则由查《机械设计课程设计手册》表8-7，可选联轴器型号为LX2。联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2LX2560630035821200.0095.4.3轴的结构设计低速轴的结构图计算编号从右到左，数据查《机械设计课程设计手册》取，则轴长度确定：（1）I段与联轴器配合为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=72。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅱ段右侧设计定位轴肩，由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=20mm。（3）轴肩Ⅲ为非定位轴肩选角接触球轴承，查表6-6，可选轴承型号为7009AC，d=45mm,D=75mm,B=16mm,考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=31mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取=58mm。(5)轴肩V为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证⊿≥10mm,取=57mm，=8mm。（6）VI段安装齿轮，考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用档油环定位。取=67mm(7)VII齿轮右端用档油环定位且安装角接触球轴承，=31mm，留有2mm越程槽（8）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-1[3]查得平键b×h=14×9（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b×h=10×8，键长选择63。轴端倒角1.5×45°，各轴肩处圆角半径R=1.6mm。中速轴的结构图3.高速轴的结构图计算从左到右5.4.4轴承的确定（角接触球轴承《机械设计课程设计》表6-6）高速轴：7005AC，d=25mm,D=47mm,B=12mm中速轴：7006AC，d=30mm,D=55mm,B=13mm低速轴：7009AC,d=45mm,D=75mm,B=16mm5.4.5低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。1.轴强度的校核计算（1）轴的计算简图2.弯矩图根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图。已知,齿轮分度圆直径,对于7009AC型轴承，由手册中查得a=21.9,得到做为简支梁的轴的支撑跨距b+c=57.5+104.5=162mm载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面总弯矩3.校核轴的强度(《机械设计》)取=0.6，由表15.1查得[]=75MPa，由表4-1[3]查得t=7mm5.4.6精确校核轴的疲劳强度1.判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看,截面C上应力最大.截面V的应力集中的影响和截面IV的相近,但是截面V不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的轴的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面VI和ⅤII显然更加不必要做强度校核。由第1章的附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而,该轴只须校核截面IV左右两侧即可.2.截面IV左侧抗弯截面模量按表[1]11.5中公式计算W=0.1=0.1=27463抗扭截面模量=0.2=0.2=54925截面IV的左侧的弯矩M为截面Ⅳ上的扭矩为截面上的弯曲应力，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的应力幅σa=σMAX=σb=7.6MPa；平均弯曲应力σm=0MPa。截面上的扭转切应力==，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅τa=0.5×τMAX=0.5×36.53=18.26MPa;平均扭转切应力为τm=τa=18.26MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和由第1章（23页图1.15）可知，因r/d=2.0/65=0.031,D/d=70/65=1.08,得，又由第1章（23页图1.16）可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由第1章（24页图1.17）得尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由第1章（24页图1.19）得表现质量系数为轴未经表面强化处理，由第1章22页公式（1.22）和（1.23）得综合影响系数为：=2.8==1.62等效系数为:取0.1取0.05于是，计算安全系数值，得S=远大于S=1.5所以它是安全的。3.截面IV右侧抗弯截面模量按表11.5中公式计算 W=0.1=0.1=34300抗扭截面模量=0.2=0.2=68600截面IV的右侧的弯矩M为截面Ⅳ上的扭矩为=1108.69截面上的弯曲应力，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的应力幅σa=σMAX=σb=6.16MPa；平均弯曲应力σm=0MPa截面上的扭转切应力==，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切应力的应力幅τa=0.5×τMAX=0.5×29.25=14.62MPa;平均扭转切应力为τm=τa=14.62MPa过盈配合处的轴按磨削加工，由第三章得表现质量系数为轴未经表面强化处理，由第1章得综合系数为：=3.25==2.62于是，计算截面右侧的安全系数为S=远大于S=1.5所以它是安全的。又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。5.4.7轴承的寿命计算1.低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×250×16=32000h=3.2×h2）寿命验算图5-7轴承的受力简图①轴承所受的径向载荷,，②当量动载荷和低速轴选用的轴承7012AC,查表8.6[1]得到=1.2已知，温度系数=1（常温）由表6-6[3]得到查表8.5[1]得到e=0.68,③验算轴承寿命因为＞，所以按轴承2的受力验算5.5×h＞所以所选轴承可满足寿命要求。5.4.8键连接的选择和计算（1）低速轴齿轮的键联接1）选择类型及尺寸根据d=47mm,L′=69mm,选用A型，b×h=14×9,L=45mm2）键的强度校核①键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=l-b=45-14=31mmk=0.5h=4.5mm②强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取120