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1、機械設計課程設計題 目: 二級圓柱齒輪減速器 姓 名: X X 專 業(yè)： 機械設計及其自動化 學 號: 0000000 班 級： 09機械三班 指導教師： X X 成 績： X X 學院：XXXXXX 2012年3月 目 錄1 前言2 傳動裝置的總體設計2.1比較和選擇傳動方案2.2選擇電動機2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)3 傳動零件的設計計算3.1 第一級齒輪傳動設計計算3.2 第二級齒輪傳動設計計算4 畫裝配草圖4.1 初估軸徑4.2 初選聯(lián)軸器4.3 初選軸承4.4 箱體尺寸計算5 軸的校核計算5.1 高速軸受力分析5.2 中速軸校核計算5.3 低
2、速軸校核計算6 軸承驗算6.1 高速軸軸承驗算6.2 中速軸軸承驗算6.3 低速軸軸承驗算7 鍵聯(lián)接的選擇和計算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算8 齒輪和軸承潤滑方法的確定8.1 齒輪潤滑方法的確定8.2 軸承潤滑方法的確定9 密封裝置的選擇10 結論參考文獻致謝67二級圓柱齒輪減速器1 前言機械設計課程設計是學生第一次較全面的在機械設計方面的訓練，也是機械設計課程的一個重要教學環(huán)節(jié)，其目的是：第一、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關先修課程的理論和知
3、識，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使學生知識得到鞏固，深化和擴展。第二、學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件部件、機械傳動裝置和簡單機械的設計原理和過程，第三、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料(手冊、圖冊、標準和規(guī)范等)以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 機械設計課程設計的題目是帶式運輸機的傳動裝置的設計，設計內容包括：確定傳動裝置總體設計方案，選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力的參數(shù)；傳動零件，軸的設計計算；軸承，聯(lián)軸器，潤滑，密封和聯(lián)接件的選擇與校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計說明書
4、；畢業(yè)設計總結；最后完成答辯。2 傳動裝置的總體設計2.1比較和選擇傳動方案2.2、選擇電動機類型及功率2.2.1選擇電動機類型: 用Y系列電動機 2.2.2確定電動機功率:計 算 及 說 明結 果4工作機的效率 傳動裝置中各部分的效率,查手冊中表1-77級精度的一般齒輪傳動效率 彈性聯(lián)軸器傳動效率 齒式聯(lián)軸器傳動效率 滾子軸承傳動效率 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率 工作機所需功率所需電動機功率2.2.3 確定電動機轉速由所需電動機功率查手冊中表12-1，可選Y160M-4型電機，額定功率11kW，滿載轉速1460r/min,電機級數(shù)：4級。由,得。2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比傳
5、動裝置的總傳動比要求為 式中： nm電動機滿載轉速,r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比,取.2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)該傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為、軸,則:1.各軸轉速式中: nm為電動機滿載轉速,r/min;n1、n2、n3 分別為、軸轉速,r/min;為高速軸,為低速軸.2.各軸功率式中: Pd為電動機輸出功率,KW; P、P、P 分別為、軸輸入功率,KW； 依次為電動機與軸軸軸的傳動效率。3.各軸轉矩3 傳動零件的設計計算用機械設計課程設計手冊所附光盤工具配合Auto CAD 2006設計各級嚙合齒輪過程及結果如下：3.1 第一級齒輪傳動設計計算
6、輸入數(shù)據(jù)如圖：工作模式設定如圖：校核如圖：第一級齒輪設計最終結果如下：計 算 及 說 明結 果8設計傳遞功率 /kW: 9.74523小輪最高轉速 /(r/min): 1460.00小輪最大扭矩 /(N.mm): 63744.50預期工作壽命 /h: 38400第公差組精度(運動精度) : 7第公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7第公差組精度(接觸精度) : 7名義傳動比 : 5.00實際傳動比 : 5.00使用系數(shù) : 1.10動載系數(shù) : 1.12接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.29接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.49彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.43彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.4
7、1支承方式 : 非對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度Rz /m : 3.20潤滑油運動粘度V40/(mm2/s): 22.00小輪齒數(shù)z1 : 17小輪齒寬b1 /mm: 68.00小輪變位系數(shù)x1 /mm: 0.0000小輪分度圓直徑 /mm: 68.00齒輪法向模數(shù)mn /mm: 4.00小輪計算接觸應力 /MPa: 448.47小輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 605.36小輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 730.00小輪計算彎曲應力 /MPa: 50.57小輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 295.18小輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 275.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調
8、質小輪齒面硬度 /HV10 : 280.00大輪齒數(shù)z2 : 85中心距 /mm: 204.000大輪齒寬b2 /mm: 68.00大輪變位系數(shù)x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 340.00大輪計算接觸應力 /MPa: 448.47大輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 473.78大輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 485.00大輪計算彎曲應力 /MPa: 46.71大輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 210.44大輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 195.00大輪齒面硬度 /HBW : 210.00大輪材料及熱處理方式 : 結構鋼正火極限傳遞功率 (kW): 10.87613z1=
9、17b1=68d1=68mn=440Crz2=85b2=68d2=34045鋼3.2 第二級齒輪傳動設計計算:輸入數(shù)據(jù)如圖：工作模式設定如圖：校核如圖：第二級齒輪設計最終結果如下：計 算 及 說 明結 果25設計傳遞功率 /kW: 9.17119小輪最高轉速 /(r/min): 292.00小輪最大扭矩 /(N.mm): 299948.18預期工作壽命 /h: 38400第公差組精度(運動精度) : 7第公差組精度(運動平穩(wěn)性): 7第公差組精度(接觸精度) : 7名義傳動比 : 4.00實際傳動比 : 4.00使用系數(shù) : 1.10動載系數(shù) : 1.07接觸強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.28
10、接觸強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.51彎曲強度齒間載荷分配系數(shù) : 1.42彎曲強度齒向載荷分布系數(shù) : 1.43支承方式 : 非對稱支承傳動方式 : 閉式傳動齒面粗糙度Rz /m : 3.20潤滑油運動粘度V40/(mm2/s): 22.00小輪齒數(shù)z1 : 17小輪齒寬b1 /mm: 110.00小輪變位系數(shù)x1 /mm: 0.0000小輪分度圓直徑 /mm: 110.50齒輪法向模數(shù)mn /mm: 6.50小輪計算接觸應力 /MPa: 471.33小輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 595.63小輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 730.00小輪計算彎曲應力 /MPa: 53.70小輪彎曲疲
11、勞許用應力 /MPa: 258.79小輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 275.00小輪材料及熱處理方式 : 合金鋼調質小輪齒面硬度 /HV10 : 280.00大輪齒數(shù)z2 : 68中心距 /mm: 276.250大輪齒寬b2 /mm: 110.00大輪變位系數(shù)x2 /mm: 0.0000大輪分度圓直徑 /mm: 442.00大輪計算接觸應力 /MPa: 471.33大輪接觸疲勞許用應力 /MPa: 490.75大輪接觸疲勞極限應力 /MPa: 485.00大輪計算彎曲應力 /MPa: 49.26大輪彎曲疲勞許用應力 /MPa: 183.62大輪彎曲疲勞極限應力 /MPa: 195.00大輪齒
12、面硬度 /HBW : 210.00大輪材料及熱處理方式 : 結構鋼正火極限傳遞功率 (kW): 9.94242z1=17b1=110d3=110.50mn=6.540Crz2=68b2=110d4=44245鋼4 畫裝配草圖4.1 初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設計效率,減少重復設計的工作量,并盡可能的降低生產(chǎn)成本。由式16.2,得各軸的最小直徑分別為:式中: C為軸強度計算系數(shù),40Cr和45鋼所對應的系數(shù)分別為102和112?？紤]到實際情況,可將這三軸的最小軸徑定為22mm, 35mm和52mm。4.2 初選聯(lián)軸器聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉矩外,有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差
13、而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器,該設計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉速較低,不必要求具有較小的轉動慣量,但傳遞轉矩較大,又因減速器與工作機不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補償,因此選用鼓型齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實際情況,聯(lián)軸器選擇如下: 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用LT6聯(lián)軸器 ;減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GY7聯(lián)軸器 58432003。4.3 初選軸承軸承是支承軸頸的
14、部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用兩對深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為6305,6308,6312。4.4 箱體尺寸計算查手冊中表11-10.025，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下：名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df24mm地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d118mm蓋與座聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150mm軸承端蓋螺釘直徑d312mm視孔蓋螺釘直徑d410mm定位銷直徑d10mm軸承旁凸臺半徑R124mmdf、d1、d2至外箱壁距離
15、C1342618df、d2至凸緣邊緣距離C22816箱座肋厚m9mm大齒輪齒頂圓與內箱壁距離114mm齒輪端面與內箱壁距離210mm結合以上參數(shù),可設計出傳動裝置的裝配草圖,其結構形式如下圖所示:70194減速器布局草圖921007294176ABC5軸的校核計算5.3 低速軸校核計算i) 當量彎矩圖T3=1123236N.mmf) 垂直面彎矩圖低速軸結構和受力分析圖如下: i) 當量彎矩圖e) 垂直面受力圖541552212270.8g) 合成彎矩圖581667.8h) 轉矩圖N.mm581667.8T3=1123236N.mma) 軸結構圖b) 軸受力圖c) 水平面受力圖d) 水平面彎矩圖
16、f) 垂直面彎矩圖低速軸材料選用45鋼調質, .軸的彎曲應力校核步驟如下:計 算 及 說 明結 果計算齒輪受力齒輪所受的力:圓周力 徑向力 轉矩 T3=1123236N.mm計算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力圖,如c)圖所示垂直面受力圖,如e)圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如d)圖所示垂直面彎矩圖,如f)圖所示合成彎矩圖,如g)圖所示 合成彎矩 畫軸轉矩圖軸受轉矩T=T3轉矩圖,見圖h) 許用應力用插入法由表16.3,查得 應力校正系數(shù) 畫當量彎矩圖當量轉矩 當量彎矩: 在齒輪中間處當量彎矩圖,見圖i) 校核軸徑軸徑 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。T3=1123236N.mm合格。低速軸安
17、全系數(shù)校核計算如下：計 算 及 說 明結 果經(jīng)過初步判斷，截面的應力較大，并且較集中。因此，下面將對截面進行安全系數(shù)校核。材料選用45鋼，。對稱循環(huán)疲勞極限 脈動循環(huán)疲勞極限 等效系數(shù) 截面上的應力水平面彎矩：垂直面彎矩：合成彎矩： 彎曲應力幅：彎曲平均應力：扭轉切應力： 扭轉切應力幅和平均切應力： 應力集中系數(shù)有效應力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=3mm，由和，從附錄表1中查出。表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄5查出尺寸系數(shù) 由附錄6查出安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設為無限壽命，由式16.5得 扭轉安全系數(shù) 復合安全系數(shù) 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。=64.85S=6.261.5S合格6軸承驗
18、算6.1 高速軸軸承驗算計 算 及 說 明結 果軸承壽命計算經(jīng)計算：水平受力分析: 對C點取矩,則有對A點取矩,則有垂直面受力分析:對C點取矩,則有: 左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 沖擊載荷系數(shù)，查表18.8得取，當量動載荷 基本額定壽命由于,所以只需要對該軸右邊的軸承進行壽命校核：故高速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算當量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用圓柱滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 許用轉速驗算載荷系數(shù)f1 由,查圖18.19，得 由，查圖18.19，得許用轉速N 均大于工作轉速1460r/min。檢驗結果 該軸承合格。合格6.2 中速軸軸承驗算計 算 及 說 明結 果軸
19、承壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 沖擊載荷系數(shù)，查表18.8得，當量動載荷基本額定壽命查機械設計手冊第67頁表6-2，得，。因，只計算左邊軸承：故中速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算當量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用圓柱滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 許用轉速驗算載荷系數(shù)f1 由,查圖18.19，得 由，查圖18.19，得許用轉速N 均大于工作轉速194r/min。經(jīng)檢驗該軸承合格。合格。6.3 低速軸軸承驗算計 算 及 說 明結 果軸承壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 沖擊載荷系數(shù)，查表18.8得取，當量動載荷 基本額定壽命 由于,所以只需要對該軸左邊的軸承進行壽
20、命校核：查機械設計手冊第66頁表6-1，得。故高速級軸承滿足壽命要求。 軸承載荷計算當量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用圓柱滾子軸承，查表18.14，得基本額定靜載荷C0r=51.8kN計算額定靜載荷 許用轉速驗算載荷系數(shù)f1 由,查圖18.19，得 由，查圖18.19，得許用轉速N 均遠遠大于工作轉速73r/min。校驗結果 該軸承合格。合格7鍵聯(lián)接的選擇和計算7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的軸的直徑為22mm,查表4-1，可知時可選用鍵，即鍵寬8mm、高7mm，鍵長。鍵的接觸長度。聯(lián)軸器采用35鍛鋼制造，。校核鍵的聯(lián)接強度：，符合要求。鍵標記：鍵 。材料選用45
21、鋼。7.2 中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的軸的直徑為48mm，查表4-1，可知當時可選用鍵，即鍵寬14mm、高9mm，鍵長80mm。齒輪采用45鋼制造，則此聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，滿足使用要求。鍵標記：鍵 。材料選用45中碳鋼。7.3 低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算低速軸與大齒輪鍵聯(lián)接的軸的直徑為68mm，查表4-1，可知當時可選用鍵，即鍵寬20mm、高12mm，鍵長90mm。齒輪采用45鋼制造，則此聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，滿足使用要求。鍵標記：鍵 。材料選用45中碳鋼。7.4 低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的軸的直徑為52mm，查表4-1，可知當
22、時可選用鍵 即鍵寬16mm、高10mm，鍵長90mm，鍵的接觸長度。聯(lián)軸器采用45鍛鋼制造，則此聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，滿足使用要求。鍵標記：鍵 。材料選用45中碳鋼8 齒輪和軸承潤滑方法的確定8.1 齒輪潤滑方法的確定由于低速級齒輪周向速度低，所以采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。8.2 軸承潤滑方法的確定因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用脂潤滑。9 密封裝置的選擇選用凸緣式端蓋易于調整，采用密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。10 結論由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。參考資料：機械設計課程設計手冊(第二版)清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅圣國主編。機械設計課程設計指導書（第二版）羅圣國，李平林等主編。指導教師評語：成績評定： 指導教師： 年 月 日
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