机制二班-机械设计课程设计：二级齿轮减速器

机械设计课程设计1.课程设计目械设计课程是培养学生机械设计能力的技术根底。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其根本目的是：1)通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想;2〕学会从机器功能要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和平安等问题，培养机械设计能力；3)通过课程设计，学习运用标准、标准、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的根本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能到达以上根本要求，但是由目前开展趋势应尽量采用计算机绘图。2.课程设计题目带式运输机传动装置的设计。3.课程设计步骤3.1设计准备阅读设计任务书看录像、拆装减速器阅读有关资料3.2传动装置的总体设计选择传动方案选择展开式二级圆柱齿轮减速器3.2.2工作机的效率传动装置中各局部的效率,查表1-7<<机械设计课程设计手册>>吴宗泽、罗圣国主编,第5页。8级精度的一般齿轮传动效率弹性联轴器传动效率齿式联轴器传动效率球轴承传动效率滚子轴承电动机至工作机之间传动装置的总效率工作机所需输入功率所需电动机功率由,得。查表13-2<<机械设计课程设计手册>>吴宗泽、罗圣国主编,第188页。,得圆柱齿轮传动单级传动比常值为3～<<机械设计课程设计手册>>吴宗泽、罗圣国主编,第188页。对Y系列电动机通常多项选择用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机,应选用同步转速为1500r/min。查表12-1,选用Y100L2-4,额定功率3KW,满载转速1430r/min,电动机极数为4计算总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比要求为式中：—电动机满载转速,r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比,取.计算传动装置运动和动力参数该传动装置从电动机到工作机有三轴,依次为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴,那么:1.各轴转速式中:—为电动机满载转速,r/min;、、—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴转速,r/min;Ⅰ为高速轴,Ⅲ为低速轴.2.各轴功率式中:Pd—为电动机输出功率,KW;PⅠ、PⅡ、PⅢ—分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴输入功率,KW；3.各轴转矩3.3传动零件的设计计算第一级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB～286HB,平均取为260HB;大齿轮用45钢,调质处理,硬度为229HB～286HB,平均取为240HB.齿轮采用非对称支承结构安装。计算步骤如下:计算及说明结果齿面接触强度计算1.初步计算转矩T1,齿宽系数,由表12.13<<机械设计>>第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第204～243页。,取<<机械设计>>第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第204～243页。Ad值,由表12.16,估计,取接触疲劳极限,由图12.17c,得初步计算的许用接触应力:传动比i,初步计算小齿轮直径d1,,取初步齿宽b,2.校核计算圆周速度,精度等级由表12.6，选用8级齿数Z1、模数和螺旋角:，取Z2=105,由表12.3,取(和估计值接近)使用系数KA由表12.9,,动载系数Kv,由图12.9,齿间载荷分配系数由此得齿向载荷分布系数,由表12.11,载荷系数,弹性系数,由表12.12,节点区域系数,由图12.16,重合度系数,由式12.31,因故螺旋角系数,接触最小平安系数,由表12.14,得(一般可靠)总工作时间,应力循环次数:接触寿命系数,由图12.18,,许用接触应力:验算计算结果说明,接触疲劳强度较为适宜,齿轮尺寸无须调整。3.确定传动主要尺寸中心距实际分度圆直径,齿宽,齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数:由图12.21,,应力修正系数,由图12.22,,重合度系数,螺旋角系数,(当.),故齿间载荷分配系数,前已求得,故齿向载荷分配系数,由图12.14,,载荷系数,弯曲疲劳极限,由图12.23c,,弯曲最小平安系数,由表12.14,应力循环次数,弯曲寿命系数,由图12.24,,尺寸系数,由图12.25,许用弯曲应力验算传动无严重过载,故不做静强度校核。8级精度，验算合格验算合格。第二级齿轮传动设计计算因传动无严格限制,生产批量小,故小齿轮用40Cr,调质处理,硬度取为280HB;大齿轮用45钢,调质处理,硬度取为260HB。齿轮采用非对称支承结构.计算步骤如下:计算及说明结果齿面接触强度计算1.初步计算转矩T2,齿宽系数,由表12.13,取Ad值,由表12.16,估计,取接触疲劳极限,由图12.17c,得初步计算的许用接触应力:传动比,初步计算小齿轮直径,初步齿宽b,2.校核计算圆周速度,精度等级选用8级齿数、模数和螺旋角:,由表12.3,取(和估计值接近)使用系数KA,表12.9,,动载系数,由图12.9,齿间载荷分配系数由此得齿向载荷分布系数,由表12.11,载荷系数,弹性系数,由表12.12,节点区域系数,由图12.16,重合度系数,由式12.31,因,故螺旋角系数,接触最小平安系数,由表12.14,得(一般可靠)总工作时间,应力循环次数:接触寿命系数,由图12.18,,许用接触应力验算计算结果说明,接触疲劳强度较为适宜,齿轮尺寸无须调整.3.确定传动主要尺寸中心距实际分度圆直径齿宽,取齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数:由图12.21,,应力修正系数,由图12.22,,重合度系数，螺旋角系数,(当.)，故齿间载荷分配系数,前已求得,故齿向载荷分配系数,由图12.14,,载荷系数,弯曲疲劳极限,由图12.23c,,弯曲最小平安系数,由表12.14,应力循环次数,,弯曲寿命系数,由图12.24,,尺寸系数,由图12.25,许用弯曲应力验算传动无严重过载,故不做静强度校核。8级精度验算合格。验算合格。表1传动零件设计计算小结名称材料硬度齿数齿宽mnβ分度圆直径齿轮Ⅰ40Cr260HB2255212°6´5´´45齿轮Ⅱ45240HB10545212°6´5´´215.190齿轮Ⅲ40Cr280HB28822.513°32´10´´72.000齿轮Ⅳ45260HB96722.513°32´10´´254.9523.4画装配草图3.在画装配草图前需初估轴径,从而提高设计效率,减少重复设计的工作量,并尽可能的降低生产本钱。三根轴都选用40Cr材料。由<<机械设计>>式16.2<<机械设计手册>>第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第314页。<<机械设计手册>>第四版,邱宣怀主编,高等教育出版社,第314页。式中:C为轴强度计算系数,40Cr所对应的系数为102考虑到实际情况,可将这三轴的最小轴径定为25mm,50mm和3.联轴器除联接两轴并传递转矩外,有些还具有补偿两轴因制造和安装误差而造成的轴线偏移的功能,以及具有缓冲、吸振、平安保护等功能。电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器,由于轴的转速较高,为减小启动载荷,缓和冲击,应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器,该设计选用弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器,由于轴的转速较低,不必要求具有较小的转动惯量,但传递转矩较大,又因减速器与工作机不在同一底座上,要求具有较大的轴线偏移补偿,因此选用鼓形齿式联轴器。根据上述分析并考虑到实际情况,联轴器选择如下:电动机轴和减速器高速轴联接用的联轴器选用LT4联轴器;减速器低速轴与工作机联接用的联轴器选用GICL1联轴器JB/T8854.3-2001.初选轴承轴承是支承轴颈的部件。由于该传动装置采用两对斜齿轮传动，经比拟选择，采用两对角接触球轴承和深沟球轴承。从高速轴到低速轴，选用的轴承分别为7307C、30210、30210，均为箱体尺寸计算查表11-1《机械设计课程设计手册》，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社，第《机械设计课程设计手册》，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社，第158页。名称符号具体数值箱座壁厚δ10mm箱盖壁厚δ110箱盖凸缘厚度b11箱座凸缘厚度b15mm箱座底凸缘厚度b225mm地脚螺钉直径df2地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺钉直径d11盖与座联接螺钉直径d212联接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8轴承旁凸台半径R12df、d1、d2至外箱壁距离C126\22\18df、d1、d2至凸缘边缘距离C224\20\16箱座肋厚m8.5大齿轮齿顶圆与内箱壁距离Δ112.524齿轮端面与内箱壁距离Δ210结合以上参数,可设计出传动装置的装配草图,其结构形式如下列图所示:142142587170.557.5711283.5轴的校核计算3.5.1高速轴受力情况如下：水平受力分析:对点取矩,那么有对点取矩,那么有垂直面受力分析:对点取矩,那么有:对点取矩,那么有:中间轴校核计算中间轴结构和受力分析图如下:中间轴材料选用40Cr调质,。轴的弯曲应力校核步骤如下:计算及说明结果计算齿轮受力齿轮Ⅱ所受的力():圆周力径向力轴向力转矩齿轮Ⅲ所受的力:()圆周力径向力轴向力计算支承反力水平面反力垂直面反力水平面受力图,如f图所示垂直面受力图,如h图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如g图所示，图垂直面弯矩图,如i图所示，图合成弯矩图,如j图所示，合成弯矩画轴转矩图轴受转矩转矩图,当量转矩图，如图k所示许用应力用插入法由表16.3<<机械设计>>,邱宣怀主编,高等教育出版社,第310～332页。<<机械设计>>,邱宣怀主编,高等教育出版社,第310～332页。应力校正系数画当量弯矩图当量弯矩:在齿轮Ⅲ中间处在齿轮Ⅱ(轴头)中间处当量弯矩图,见图l校核轴径齿根圆直径轴径经检验轴所用尺寸合格。合格。中间轴平安系数校核计算如下：计算及说明结果以齿轮Ⅲ端面处危险截面为例进行平安系数校核。对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数截面3-3上的应力水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩弯曲应力幅弯曲平均应力扭转切应力扭转切应力幅和平均切应力应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=1mm，由和，从附录表1中查出。外表状态系数由附录5查出尺寸系数由附录6查出平安系数弯曲平安系数设为无限寿命，，由式16.5得扭转平安系数复合平安系数经检验轴所用尺寸合格。合格低速轴校核计算低速轴结构和受力分析图如下:.低速轴材料选用45Cr调质，。轴的弯曲应力校核步骤如下:计算及说明结果计算齿轮受力斜齿轮螺旋角,齿轮Ⅳ所受的力:圆周力径向力轴向力转矩计算支承反力水平面反力垂直面反力水平面受力图,如o图所示垂直面受力图,如q图所示画轴弯矩图水平面弯矩图,如p图所示，图垂直面弯矩图,如r图所示，图合成弯矩图,如s图所示，合成弯矩画轴转矩图轴受转矩转矩图,见图t许用应力用插入法由表16.3,查得应力校正系数画当量弯矩图当量转矩当量弯矩在齿轮Ⅳ中间处在靠近输出端轴颈中间处当量弯矩图,见图u校核轴径轴径经检验轴所用尺寸合格。合格。低速轴平安系数校核计算如下：计算及说明结果以截面Ⅰ为例进行平安系数校核。对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数截3-3上的应力水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩弯曲应力幅弯曲平均应力扭转切应力扭转切应力幅和平均切应力应力集中系数有效应力集中系数因在此截面处，有轴径变化，过渡圆角半径r=4mm，由和，从附录表1中查出。外表状态系数由附录5查出尺寸系数由附录6查出平安系数弯曲平安系数设为无限寿命，，由式16.5得扭转平安系数复合平安系数经检验轴所用尺寸合格。合格3.6轴承验算高速轴轴承验算查手册7307c轴承主要性能参数如下：计算及说明结果寿命计算左边轴承径向力右边轴承径向力轴向力，方向向左附加轴向力查表18.4《机械设计》，邱宣怀主编，高等教育出版社，第360～403页。，可《机械设计》，邱宣怀主编，高等教育出版社，第360～403页。，因，故左边轴承被压紧轴承轴向力X,Y值，故，故冲击载荷系数考虑中等冲击查表18..8得当量动载荷轴承寿命因，只计算轴承1的寿命故高速级轴承满足寿命要求。静载荷计算X0、Y0查表18.12，得，当量静载荷平安系数S0正常使用角接触球轴承，查表18.14，得计算额定静载荷(因)许用转速验算载荷系数载荷分布系数许用转速N均大于工作转速1430r/min。经检验该轴承合格。合格。中间轴轴承验算查手册30210轴承主要性能参数如下：计算及说明结果寿命计算左边轴承径向力右边轴承径向力轴向力，方向向左附加轴向力，因，故左边轴承被压紧轴承轴向力X,Y值冲击载荷系数考虑中等冲击查表18..8得当量动载荷轴承寿命因，只计算轴承1的寿命故高速级轴承满足寿命要求。静载荷计算X0、Y0查表18.12，得，当量静载荷平安系数S0正常使用滚子轴承，查表18.14，得计算额定静载荷(因)许用转速验算载荷系数载荷分布系数许用转速N均大于工作转速229.038r/min。经检验该轴承合格。合格。低速轴轴承验算查手册30210轴承主要性能参数如下：计算及说明结果寿命计算左边轴承径向力右边轴承径向力轴向力，方向向右附加轴向力，因，故右边轴承被压紧轴承轴向力X,Y值冲击载荷系数考虑中等冲击查表18..8得当量动载荷轴承寿命因，只计算轴承1的寿命