机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器

.. 3 10 16 17 17 18 18 20 21机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。1．综合运用《机械原理及设计》课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识2．在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法步基础以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器减速器减速器联轴器v输送带联轴器滚筒2）工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。3）原始数据输送带拉力F（N）2.6×103输送带速度v（m/s）4）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器装配图（3）减速器零件图3计算及说明1）电动机的选择（1）选择电动机的类型构，电压380V.(2)选择电动机的容量此带式运输机，其电动机所需功率为pdpη=wηΣ式中：p—工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为kW。wη—从电动机到工作输送带间的总效率。Ση是组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设η、Σ1η,η,η分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动的效率，则查《机械设计课程设计指导书》表查《机械设计课程设计指导书》表9-1取η=0.99，η2424ΣP=W所以电动机所需功率=WdΣd3（3）确定电动机的转速Σw所以电动机的转速可选范围为dΣw根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M-4，其主wPd所选电机Y112M-4Y112M-4额定功率∕4满载转速∕启动转距额定转矩2.2最大转矩额定转矩2.2HABCDEGKBY112M726212000804252)传动装置的总传动比和分配传动比m=m=ΣΣw（2）分配传动比iΣ（2）分配传动比iΣ1iii13）各轴的运动和动力参数(1)各轴的转速1Ⅲ轴2=Ⅲ轴2（2）各轴的输入功率Ⅲ轴p2p3总传动比Σ12(3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为6xpdmⅢ轴轴名功率P∕kW转矩T∕转速n(rmin电机轴3.182.109x1041440Ⅱ轴2.991.134x105256.7Ⅲ轴2.844.244x10564卷筒轴2.764.119x10564齿轮材料4.齿轮的设计计算齿轮材料1）高速级齿轮的设计计算45钢（1）齿轮材料，热处理及精度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~286）HBS取小齿齿数Z=171高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮（156~217）HBS②齿轮精度按GB/T10095－1998（《机械设计基础》以下简称教材p168），选择(2)设计计算①设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b,而小齿轮宽b1=b+(5~10)mm,以便于装配。②按齿面接触疲劳强度设计3dx(ZHZEHHHlim1Hlim2Hlim1SHHlim2H2SHH1]H2]HHE初取小齿轮的分度圆直径d=42.5mmdd11于是有小齿轮的分度圆直径3xd3xdHx4x33=③计算几何尺寸④校核齿根弯曲疲劳强度FFE1FE2FF1FE1=FF于是有Fa1Sa1=F1Fa2Sa2=F2大齿轮的数值较大，选用。=1.57mm32KT1F34对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按教材p57GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm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11=1=⑤计算几何尺寸22221取模数m=2mm12a=139mm12b=42mm12齿顶圆直径a2240mm齿根圆直径f175.7mm初取m=3.15f11f2f222）低速级齿轮传动的设计计算（1）齿轮材料、精度、齿数小齿齿数Z=241齿轮精度:按教材p168GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化(2)设计计算①设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b,而小齿轮宽b1=b+(5~10)mm,以便于装配。②按齿面接触疲劳强度设计3φd3φduH取K=1.6，标准齿轮ZHH123d3dHx5x3)2=③计算几何尺寸d1=Z11④按齿根弯曲疲劳强度设计32KT2F5N.FE1FE2FF1σFE1SFF2σFE2=SF于是有Fa1Sa1=F1Fa2Sa2=F2大齿轮的数值较大，选用。计算模数32KT233F522a=188mm12a=188mm1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=75.7mm1来计算应有的齿数.222212ddmddma2=67.5mf1f2f22tNFrtNFr=361.89N作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径d=1切向力Ft=1=d14。rtmm⑵初步确定轴的最小直径先按教材p241初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理.根据Pn1套柱销联轴器合,故需同时选取联轴器的型号。参考教材p291选择K=1.5A4因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径d=20mm,d=20mm,半联轴器长度L=621⑶根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度肩,根据h＞0.07d,取h=1.5,故取Ⅱ-Ⅲ的直径d=23mm6205深沟球轴承6205深沟球轴承1右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.高度ⅥⅦ定位.已知齿轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段ⅥⅦ④轴承端盖的总宽度为10mm(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,考虑轴承座的宽度,故取⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.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,取低速齿轮轮毂长L=40mm,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.⑷高速轴周向固定根据《机械设计》p200齿轮和半联轴器的轴向H定位均采用平键连接。根据Ⅵ-Ⅶ段轴颈dⅥ-Ⅶ由指导书p116查得截面尺寸b×h＝8×7。键槽用铣刀的配合为H7n6。半联轴器与轴的连接选用平键b×h×L＝6×6×32，半ⅥⅦl=38mml=Ⅷ⑸倒角与圆角由指导书p85轴上的圆角Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅶ处R=1.0，Ⅴ、Ⅵ处R=1.6.左轴端⑹高速轴结构图如下???????2）中间轴结构P2223）输出轴结构P最小直径dC334)高速轴受力分析⑴受力分析图如下V1F=V2FLr3r3=F=H1FFFF=⑶水平面支撑反力F=⑶水平面支撑反力F=H1740.7NH2tH1V1H1H1H12M=H2H2HH2H232125）按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度M221)22226）轴的安全系数校核⑴判断危险截面疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ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,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧即可.⑵截面Ⅶ左侧M=2此轴合理安全危险截面截面Ⅶ3T1弯曲应力σ扭转应力σMT=1BS=12.5》Mσσ只考虑弯矩作用时的安全系数σkσσσσa1=2只考虑转矩作用时安全系数τT1=最后得计算安全系数S=22⑶截面Ⅶ右侧3T1弯曲应力σ扭转应力σMT=1BM只考虑弯矩作用时的安全系数σkσσσ1=2只考虑转矩作用时安全系数T1=最后得计算安全系数S=7.2》S=7.2》2Pp键1：8×32AGB/T1096-2003键2：6×32AGB/T1096-2003根据指导书查得已选的深沟球轴承6205的额定动载荷C=1.4x104NrV2rV1H1LH2tH1可见轴承2所受力大于轴承1受力，所以只需算轴承2223P1）输入轴联轴器为了隔离振动和冲击，选用弹性联轴器，参考教材p291选择K=1.5A4因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63N·m2)输出轴联轴器因为计算转矩小于联轴器公称转矩，根据指导书p134选择LT8弹性联轴器，其公称转矩为710N·mGB/T1096-2003GB/T1096-2003h>5年:弹性套柱销联轴器由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，低速齿轮传动可采用浸油润轮传动可采用浸油润滑，由于齿面接触应力＜500MPa,由指导书p95的表2）滚动轴承润滑5滑滚动轴承采用脂润滑承脂（SY1514—1998）ZGN69-2.3)密封⑴为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。⑵为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。1）减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。⑴机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度⑵机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.⑶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M6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。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.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.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.δδb9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.在机座和机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.2）减速器机体结构尺寸如下：箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径连接螺栓d间距2轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径f12机壁距离f2缘距离轴承旁凸台半径计算公式1bpdfndbpdfndM2