1182-带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器设计
1182-带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器设计,运输机,二级,圆柱齿轮,减速器,设计
目录1. 题目12. 传动方案的分析23. 电动机选择,传动系统运动和动力参数计算24. 传动零件的设计计算55. 轴的设计计算166. 轴承的选择和校核267. 键联接的选择和校核278. 联轴器的选择289. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2810.减速器箱体设计及附件的选择和说明2911. 设计总结3112. 参考文献311广东技术师范学院机电系机械设计课程设计设 计 任 务 书题目:设计一带式输送机使用的 V 带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。1、基本数据数据编号 QB-5运输带工作拉力 F/N 2000运输带工作速度v/(m/s)1.4卷筒直径 D/mm 340滚筒效率 0.962.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳;3.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度 35 度左右。4.工作寿命 15 年,每年 300 个工作日,每日工作 16 小时5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造,可加工 78 级齿轮;加工条件:小批量生产。生产 30 台6.部件:1.电动机,2.V 带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带 6.输送带鼓轮7.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,室内工作;运输带速度允许误差5%;2两班制工作,3 年大修,使用期限 15 年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑。) 8.设计工作量:1 、减速器装配图 1 张(A0 或 sA1);2、零件图 13 张;3、设计说明书一份。 2 传动方案的分析1电动机,2弹性联轴器,3两级圆柱齿轮减速器,4高速级齿轮,5低速级齿轮 6刚性联轴器 7卷筒3方案分析:由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.4103372.04r/min 由经济上考虑可选择常用电机为 1500r/min .功率为 4kw.又可知总传动比为 17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为 510,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用:结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用:减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均匀,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.3 电动机选择,传动系统运动和动力参数计算4一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用 y 系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率 PwPw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率 总 。设 1、 2、 3、 4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率,由2表2-2 P6查得 1 = 0.99, 2 = 0.98, 3 = 0.99, 4 = 0.99, 5 = 0.96,则传动装置的总效率为总 =1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw总wdP3.选择电动机转速由 2表 2-3 推荐的传动副传动比合理范围联轴器传动 i 联 =1两级减速器传动 i 减 =840(i 齿 =36)则传动装置总传动比的合理范围为i 总 = i 联 i 齿 1i 齿 2i总 =1(840 )= (840)电动机转速的可选范围为5nw= =60x1000x1.4/3.14x34078.68r/minDV60nd=i总 nw=(840)n w=8nw40n w=629.343147.2r/min根据电动机所需功率和同步转速,查机械设计手册(软件版)R2.0- 电器设备-常用电动机规格,符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr选用同步转速为 1500r/min,输出轴直径为 28j6mm选定电动机型号为 Y112M-4。二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i 总 = nm / nw=1440/78.6818.30 式中 nm-电动机满载转速,1440 r/min;nw-工作机的转速 ,78.68 r/min 。2.分配传动装置各级传动比i 总 =i 联 i 齿 1i 齿 2分配原则:(1) i 齿 =36 i 齿 1=(1.31.4)i 齿 2减速器的总传动比为i = i总 / i联 =18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1 = = 4.877 i3.低速级的传动比i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算n0= nm =1440 r/minn = nm / i联 =1440 r/minn = n / i齿1 = 1440/4.877=295.26 r/minn = n / i 齿 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各轴输入功率P0= Pd=3.193kwP = Pd 4 = 3.193x0.99=3.163kwP = P 2 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwP = P 2 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mNT = 9550P /n =9550x3.161/1440=20.964 T = 9550P /n = 9550x3.067/295.26=99.20T = 9550P /n = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率 kw转速 minr转矩 T传动比0 轴 3.193 1440 21.176 1轴 3.161 1440 20.964轴 3.067 295.26 99.2004.8777轴 2.976778.69 361.174 3.7524 传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计(一)高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目 计算(或选择)依据计算过程 单位计算(或确定)结果1选齿轮精度等级查 1P208 表 10-8传输机为一般工作机速度不高级 72材料选择 查 1P180 表 10-1小齿轮 40Cr(调质)大齿轮 45 钢( 调质)小齿轮 280HBS,大齿轮 240HBS3选择齿数 Z )402(11iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875个 241Z1172U4.8755按齿面接触疲劳强度设计(1)试选 Kt 试选 1.3 Kt=1.3(2)计算小齿轮 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48传递的转矩 T1 =2.0963X10 4(3)齿宽系数 d 由1P201 表10-7d=0.71.15 d=1(4)材料的弹性影响系数 ZE由1 P198表10-6锻钢 MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由1P207 图 6001limH5502li MPa6001limH5502li(6)应力循环次数 N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X156.2208X10 9 12/齿iN=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109(7)接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203 图10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95(8)计算接触疲劳强度许用应力 H取失效概率为,安全系数为 S=1,由1式得 H1= SHN1lim=0.90X600/1=540 H2= SKNlim=0.95X550/1=522.5 MPa H1= 540 H2= 522.59(9)试算小齿轮分度圆直径 td1按1式(1021)试算3211)(2.HEdtt ZuTk37.8225mm37.823(10)计算圆周速度 v106ndvtV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85(11)计算齿宽Bb = dd1t B1=137.823 mm B1=37.823(12)模数 ntm1ztnt37.823/241.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577(13)计算载荷系数 K由1表 10-2 查得使用系数 1AK根据 v= 2.85 级精度,由1P190 图10-8 查得动载荷系数 1.10V由1表P194 查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由1图P195 查得K=1.87010KF =1.34 假定 ,由mNdFKtA/101P193 表 10-3 查得 1.2FH故载荷系数K=KAKVKH KH =1X1.10X1.2X1.417=1.870(14)按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式 10-10 d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70(15)计算模数 nm42.70/241zdmn=1.779mmmn=1.786按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算载荷系数 KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K1.769(2)齿形系数 Fsa 由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166(3)应力校正系数 YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804(4)齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由1P204 图5001FE3802MPa5001FE380211(5)弯曲疲劳强度寿命系数 1FNK由1P202 图0.841FNK0.8820.841FNK0.882(6)计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲劳安全系数S1.35,由式10-12 得 F1= SKFEN10.85X500/1.35=314.8148 F2= SFEN20.88X380/1.35=247.7037MPa F1=314.815 F2=247.704(7)计算大小齿轮的 并FSaY加以比较2.65x1.58/1FSaY314.815=0.0132992.166x1.82FSaY04/247.704=0.01577499 结论:取0.015770.013301FSaY=0.015772FSaY大齿轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式5321FSdnYZKTm=1.10321FSdnYZKTm298mm1.103结论: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nm12疲劳强度计算的法面模数,取 2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满nm足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1= 42.70 应有的齿数。于是由 =42.70/2 =21.35,取 Z1=21,Z2 = Z1i 齿 1 =21x4.877=102.417nmdz1取 Z2 =1023几何尺寸计算(1)计算中心距 a2)(1nmzaA=(21+102)2/2=123 mm a=123(2)计算齿轮的分度圆直径 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043)计算齿轮的齿根圆直径 dfnfm5.2=42-nfmd5.215=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199(4)计算齿轮宽度 Bb = dd1 圆整后取:B1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45(5)验算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mmbKtA合适13(二)低速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目 计算(或选择)依据计算过程 单位 计算(或确定)结果1选齿轮精度等级查 1表 10-8 传输机为一般工作机速度不高级 72材料选择小齿轮 40Cr(调质)大齿轮 45 钢( 调质)小齿轮280HBS,大齿轮 240HBS)3选择齿数 Z)402(3Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391个 =233Z=864U=3.7395按齿面接触强度设计(1)试选KtKt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩 TT= 9550P/n T =9550x3067/295.26=99200.2NmmT= 99.20X103(3)齿宽系数 d由1P203 表10-7d=0.70.115 d=1(4)材料的 由1P198 表 锻钢 MPa1/2 ZE=189.814弹性影响系数 ZE10-6(5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由1P207 图10-216003limH5504li MPa6003limH5504li(6)应力循环次数 N由1式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齿 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109(7)接触疲劳强度寿命系数 KHN由1P203 图10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95(8)计算接触疲劳强度许用应力 H取失效概率为,安全系数为 S=1,由1式得 H3= SNlim=600X0.90/1 540 H4= SKNlim 0.95x550/1 522.5 MPa H3=540 H4=522.5(9)试算小齿轮分度圆直径 td3按1式(1021)试算322)(1.HEdtt ZuTk64.5788mm64.57915(10)计算圆周速度 v10623ndtv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998(11)计算齿宽 Bb = dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579(12)模数 ntm3ztntmnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221(13)计算载荷系数 K由1P190 表 10-2 查得使用系数1A根据 v= 0.998 级精度,由 1P192图 10-8 查得动载荷系数 1.06VK由1表P194 查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由1图 10-13P195 查得 KF=1.35假定 ,由1P193mNdFtA/10表查得 1.2 故载FH K=1.80616荷系数K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806(14)按实际的载荷系数校正分度圆直径 d3由1式 10-10 D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058(15)计算模数 nm=72.058/233zdmn=3.133mm=3.133nm6按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数 KK=KAKVKF KFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717(2)齿形系数 YFa由1P197 表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208(3)应力校正系数YSa由1P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617(4)齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由1P204 图10-205003FE3804MPa5003FE3804(5)弯曲疲劳强度寿命系数 FNK由1P202 图10-18 0.853FNK0.884 0.853FNK0.884(6)计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲劳安全系数S1.35,由式10-2 得 F3= SKFEN3=0.85x500/1.35=314.8148 F4= =0.88x380/1.3SKEN45=247.7037MPa F3=314.815 F3=247.704(7)计算大小齿轮的并加FSaY以比较=(2.69+1.575)/314.3FSaY815=0.013547=2.208+1.776/247.4FSa704=0.016083结论:大齿轮值大大齿轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式 32FSdnYZKTm32FSdnYZKTm=2.17962.18nm18结论: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nm根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 2.5mm,已可满足弯曲强度。nm但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3= 72.058mm 来计算应有的齿数。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz329,则 Z4 = Z3i 齿 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 1093z3几何尺寸计算(1)计算中心距 a2)(43nmzA=(29+109)2.5/2=172.5将中心距圆整为173mm a=173(2)计算齿轮的分度圆直径 dnzmdd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5(3)计算齿轮的齿根圆直径 dfnfmd5.2=72.5-nfmd5.216.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25(4)计算齿轮宽度 Bb = dd3 圆整后取:B3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75(5)验算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm bKtA合适(三)直齿轮设计参数表传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽高速级直齿圆柱齿轮2211021235045低速级直齿圆柱齿轮2.52910917380755 联轴器的选择轴的联轴器:由于电机的输出轴轴径为 28mm查 1 表 14-1 由于转矩变化很小可取 KA=1.334P1.320.964=27.253N.mTKAca又由于电机的输出轴轴径为 28mm查 2p128表 13-5,选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n20=63N.m,许用最大转速为 5700r/min,轴径为 2028 之间,由于电机的轴径固定为 28mm,而由估算可得 1 轴的轴径为 20mm。故联轴器合用:的联轴器:查 1 表 14-1 转矩变化很小可取 KA=1.334P1.3361.174=469.52 N.mTKAca查 2p128表 13-5,选用弹性套柱销联轴器:TL7, 其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为 3600r/min, 轴径为 4048 之间,由估算可选两边的轴径为 40mm.联轴器合用.5 轴的设计计算减速器轴的结构草图21一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查 1表 15-1 选择轴的材料为 40Cr;根据齿轮直径 ,热处理m10方法为正火。2确定轴的最小直径查 1 式 15-2 的扭转强度估算轴的最小直径的公式:36P=14.296mm再查 1表 15-3,A 0=(112 97)D13.546mm考虑键:有一个键槽,D14.296(1+5)=15.01mm3确定各轴段直径并填于下表内名称 依据 单位 确定结果1d大于轴的最小直径 15.01310362.0159nPd22且考虑与联轴器内孔标准直径配合m202d大带轮定位 d2= d1+2( 0.070.1)d1=20+2.84=22.824考虑密封圈查 2表 15-8 P143得 d=25m253d考虑轴承 d3 d2 选用 6206轴承从机械设计手册软件(R2.0)B=16mm, da=36mm, d3=30mm,D=62m304d考虑轴承定位查表 2 9-7da 364d40Rm365d考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟 查表 2 9-767 36237d (同一对轴承)7d3 m304选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。查 2 (2) “润滑方式” ,及说明书“(12)计算齿轮圆周速度 ” 0P v=3.467 ,故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表vsm名称 依据 单位 确定结果箱体壁厚 查 3表 3P268)03.25.(a小于 8 选 8m8地脚螺栓直径 及数fd目 n查 3表 3P26df=0.036a+12a ,考虑联轴器定位2d1查 ,并考虑与密一 般 标 准表 79封垫配合查附表:158 接触式密封d=45453d考虑与轴承公称直径配合 3d2,轴承代号:6210B20 da 57m504dd4=da57 m575考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63查 一 般 标 准表 792m636d= 6d4m57297d= 7d6m504选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。查 2 (二) “滚动轴承的润滑” ,及说明书 “六、计算齿轮速度 ”25P v,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑, 0.9vmsA名称 依据 单位 确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离 a从机械手册软件版 m105.计算各轴段长度名称 计算公式 单位 计算结果1l与联轴器配合长度短 23mm84- (23)821l m822l8+22+20+5+8+29-20-24.567.567.53l203l m204l4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l1262.562.55l轴肩 m12675-2 736l 73307l 20-2+4.5+10+2.5+2377l m37L(总长) L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支点距离) L 354-82-67.5-20+2186.5 mm 186.5四、校核轴的强度齿轮的受力分析:31齿轮 2上的圆周力 小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=2TFd3X9. 107.54N972.549* 0tan2=353.979N 0齿轮 3上的圆周力 小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=23TFd3X9. 1076.52N2736.552*=996.0230tanN01求支反力、绘弯矩、扭矩图 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上:X48+ X(72.5+48)= (48+72.5+63)2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以, =2051.427N = + =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以,C 断面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD断面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上:x48+ X183.5= x(48+72.5 )2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以, =561.47N =80.574NBZAZR所以,C 断面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成弯矩 C断面 = = =79.662XC2CY3232(79.568)(.6810)X310合成弯矩 D断面 = = =133.99X2DZ14057X因为 , 所以 D 断面为危险截面。MC= = =22.91MPaca23()DTW32323(1.90)(.69)14X查表 15-1 得 =60mpa,因为 (1630015)h=6310()rhCLn630250()9.672000h35结论:所选的轴承满足寿命要求。7 键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径 d=40mm ,查 1 表 6-1,得宽度103Pb=12mm,高度 h=8mm,2键的校核键长度小于轮毂长度 且键长不宜超过 ,前面算得m105 d8.16大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长 L=36mm 。(查 1 表103P6-1)键,轴,轮毂的材料都为钢,查 16-2 得许用挤压应力 p=100120Mpa,取 p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=3612=24mm,l键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58=4mm由式 16-1 得 p= =51.67Mpa332109.2014Tkld所以所选用的平键强度足够。9 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度 ,smv12故选择浸油润滑。362滚动轴承的润滑因为 I 轴 II 轴齿轮圆周速度 v2m/s,滚动轴承采用油润滑而 III 轴的齿轮圆周速度 v2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。二、减速器密封1.轴外伸端密封I 轴:与之组合的轴的直径是 25mm,查2 表 15-8P143,选 d=25mm毡圈油封II 轴:无需密封圈III 轴:与之配合的轴的直径是 45mm,查2表 15-8P143,选d=45mm 选毡圈油封2.箱体结合面的密封软钢纸板10 减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称 计算依据 计算过程 计算结果 )(m箱座壁厚 8)03.25.(a0.025*123+36.075837箱盖壁厚 18)5.0(8=0)85.0(.8x8=6.48箱座凸缘厚度 b5.11.58 12箱盖凸缘厚度 11. 1.58 12箱座底凸缘厚度 2b5. 2.58 20地脚螺栓直径 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查3表 3P26 20地脚螺钉数目 n250,4an时 4轴承旁联接螺栓直径 1dfd7. 0.7520=15 16箱盖与箱座联接螺栓直径 2dfd6.050.5x20=10 10联接螺栓d2 的间距查3表 3P26 150200 160轴承端盖螺钉直径查3表 3P26(0.4-0.5)df0.4x20=83d8383d定位销直径 d28.07.d(0.70.8)108、 、f1至外箱2壁距离 1C查 3 表 47P 262216、 至fd2凸缘边缘距离 2C查 3 表 427P 2414轴承旁凸台半径 1R 101R凸台高度 h作图得到 h=54轴承座宽度 1B)105(21C8+22+20+5 55大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 . 1.28=9.6 10齿轮端面与内箱壁距离 21015 10箱盖、箱昨筋厚 、1m1185.0. 0.858 6.86.839m轴承端盖外径 2D轴 承 外 径Dd;)5.(362+58=10272+58=112100+58=130102112130轴承旁联接螺栓距离 S2S 102112130二、附属零件设计1 窥视孔和窥视孔盖其结构见 2表 14-4 p133,其尺寸选择为: 5,48,710,25,140,5,16,803321 Rndbblll 2.通气塞和通气器通气器结构见 2表 14-9,p136主要尺寸:M16x1.5,D=22,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油标、油尺由于杆式油标结构简单,应用广泛,选择杆式油标尺,其结构见 2表 14-8p135其尺寸选择为:M124.油塞、封油垫其结构见 2表 14-14 p139 其尺寸选择为:M20X1.5405.起吊装置选择吊耳环和吊钩结构见 2表 14-12 p1376.轴承端盖、调整垫片查 2表 14-1 p13211 设计小结我们这次机械设计课程设计是做带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器 。在两个星期的设计过程中,让我明白一个简单机械设计的过程,知道一个设计所必须要准备些什么,要怎样去安排工作,并学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律;也通过课程设计实践,培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力;学会怎样去进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范。还有就是激发了我的学习兴趣,能起到一种激励奋斗的作用,让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。这次机械课程设计中,我遇到了很多问题,但同学讨论和老师 指导起到了很大的作用,这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难,让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事,必须有丰富的知识面和实践经验,还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧张,能看到同学间的奋斗努力,能让大家很好地回顾41以前所学习的理论知识,也明白只有在学习理论基础上才能做设计,让我以后更加注重理论的学习并回到实践中去。还这次自己没有很好地把握设计时间的分配,前面传动方案设计和传动件设计时间太长,而在装配草图设计、装配工作图设计时间太紧,还有就是在装配草图设计中遇到一些尺寸不是很确定,而减慢了 AutoCAD 工程制图的速度,这也很好让我们更加掌握 AutoCAD 工程制图的操作。这是自己设计思维不太严谨,没有很好地熟悉一些理论知识,没有过此类设计的经验;在设计过程中自己也做了一些重复的计数,很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数,而在尺寸计算校核才发现问题,而白白花了重复工作的时间,但也能让我更加深刻一些设计的过程,积累了一些设计的经验。这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练,很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计,明白到学习的内容的目的,更加明确大学学习的目标方向,能激起学生学习激情,也让我们有学习的成就感,希望以后有更多合适实训教学安排。12 参考资料1 濮良贵主编. 1997.机械设计 (第七版).高等教育出版社2 唐增宝;何永然;刘安俊主编.1998.机械设计课程设计.华中科技大学出版社3 龚溎义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜编, 龚溎义主编42机械设计课程设计指导书第二版,高等教育出版社 4机械设计手册软件版 R2.0, 目录1. 题目12. 传动方案的分析23. 电动机选择,传动系统运动和动力参数计算24. 传动零件的设计计算55. 轴的设计计算166. 轴承的选择和校核267. 键联接的选择和校核278. 联轴器的选择289. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2810.减速器箱体设计及附件的选择和说明2911. 设计总结3112. 参考文献311广东技术师范学院机电系机械设计课程设计设 计 任 务 书题目:设计一带式输送机使用的 V 带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。1、基本数据数据编号 QB-5运输带工作拉力 F/N 2000运输带工作速度v/(m/s)1.4卷筒直径 D/mm 340滚筒效率 0.962.工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳;3.工作环境 室内 ,灰尘较大 ,环境最高温度 35 度左右。4.工作寿命 15 年,每年 300 个工作日,每日工作 16 小时5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造,可加工 78 级齿轮;加工条件:小批量生产。生产 30 台6.部件:1.电动机,2.V 带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带 6.输送带鼓轮7.工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,室内工作;运输带速度允许误差5%;2两班制工作,3 年大修,使用期限 15 年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑。) 8.设计工作量:1 、减速器装配图 1 张(A0 或 sA1);2、零件图 13 张;3、设计说明书一份。 2 传动方案的分析1电动机,2弹性联轴器,3两级圆柱齿轮减速器,4高速级齿轮,5低速级齿轮 6刚性联轴器 7卷筒3方案分析:由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.4103372.04r/min 由经济上考虑可选择常用电机为 1500r/min .功率为 4kw.又可知总传动比为 17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为 510,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用:结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用:减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均匀,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.3 电动机选择,传动系统运动和动力参数计算4一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用 y 系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率 PwPw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率 总 。设 1、 2、 3、 4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率,由2表2-2 P6查得 1 = 0.99, 2 = 0.98, 3 = 0.99, 4 = 0.99, 5 = 0.96,则传动装置的总效率为总 =1222334 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw总wdP3.选择电动机转速由 2表 2-3 推荐的传动副传动比合理范围联轴器传动 i 联 =1两级减速器传动 i 减 =840(i 齿 =36)则传动装置总传动比的合理范围为i 总 = i 联 i 齿 1i 齿 2i总 =1(840 )= (840)电动机转速的可选范围为5nw= =60x1000x1.4/3.14x34078.68r/minDV60nd=i总 nw=(840)n w=8nw40n w=629.343147.2r/min根据电动机所需功率和同步转速,查机械设计手册(软件版)R2.0- 电器设备-常用电动机规格,符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000 。minr选用同步转速为 1500r/min,输出轴直径为 28j6mm选定电动机型号为 Y112M-4。二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i 总 = nm / nw=1440/78.6818.30 式中 nm-电动机满载转速,1440 r/min;nw-工作机的转速 ,78.68 r/min 。2.分配传动装置各级传动比i 总 =i 联 i 齿 1i 齿 2分配原则:(1) i 齿 =36 i 齿 1=(1.31.4)i 齿 2减速器的总传动比为i = i总 / i联 =18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1 = = 4.877 i3.低速级的传动比i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752 6三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算n0= nm =1440 r/minn = nm / i联 =1440 r/minn = n / i齿1 = 1440/4.877=295.26 r/minn = n / i 齿 2 =295.26/3.752=78.69r/min2.各轴输入功率P0= Pd=3.193kwP = Pd 4 = 3.193x0.99=3.163kwP = P 2 3 =3.163x0.98x0.99=3.067kwP = P 2 3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176 mNT = 9550P /n =9550x3.161/1440=20.964 T = 9550P /n = 9550x3.067/295.26=99.20T = 9550P /n = 9550x2.9767/78.69=361.174 mN表 1 传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率 kw转速 minr转矩 T传动比0 轴 3.193 1440 21.176 1轴 3.161 1440 20.964轴 3.067 295.26 99.2004.8777轴 2.976778.69 361.174 3.7524 传动零件的设计计算一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计(一)高速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目 计算(或选择)依据计算过程 单位计算(或确定)结果1选齿轮精度等级查 1P208 表 10-8传输机为一般工作机速度不高级 72材料选择 查 1P180 表 10-1小齿轮 40Cr(调质)大齿轮 45 钢( 调质)小齿轮 280HBS,大齿轮 240HBS3选择齿数 Z )402(11iZ12UZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875个 241Z1172U4.8755按齿面接触疲劳强度设计(1)试选 Kt 试选 1.3 Kt=1.3(2)计算小齿轮 T=9550XP1/n1 T=9550x3161/1440 Nmm T1=2.096x 10 48传递的转矩 T1 =2.0963X10 4(3)齿宽系数 d 由1P201 表10-7d=0.71.15 d=1(4)材料的弹性影响系数 ZE由1 P198表10-6锻钢 MP1/2ZE=189.8(5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由1P207 图 6001limH5502li MPa6001limH5502li(6)应力循环次数 N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X156.2208X10 9 12/齿iN=6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109(7)接触疲劳强度寿命系数KHN由1P203 图10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95(8)计算接触疲劳强度许用应力 H取失效概率为,安全系数为 S=1,由1式得 H1= SHN1lim=0.90X600/1=540 H2= SKNlim=0.95X550/1=522.5 MPa H1= 540 H2= 522.59(9)试算小齿轮分度圆直径 td1按1式(1021)试算3211)(2.HEdtt ZuTk37.8225mm37.823(10)计算圆周速度 v106ndvtV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034 m/s V=2.85(11)计算齿宽Bb = dd1t B1=137.823 mm B1=37.823(12)模数 ntm1ztnt37.823/241.57ntm6h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576ntmh =3.546b/h= 10.577(13)计算载荷系数 K由1表 10-2 查得使用系数 1AK根据 v= 2.85 级精度,由1P190 图10-8 查得动载荷系数 1.10V由1表P194 查得KH =1.12+0.18(1+0.6 d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X) +10.23X10-3X37.823=1.417由1图P195 查得K=1.87010KF =1.34 假定 ,由mNdFKtA/101P193 表 10-3 查得 1.2FH故载荷系数K=KAKVKH KH =1X1.10X1.2X1.417=1.870(14)按实际的载荷系数校正分度圆直径由1式 10-10 d1=d1t =3/tK42.696 md1=42.70(15)计算模数 nm42.70/241zdmn=1.779mmmn=1.786按齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算载荷系数 KK=KAKVKFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688 K1.769(2)齿形系数 Fsa 由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166(3)应力校正系数 YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804(4)齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由1P204 图5001FE3802MPa5001FE380211(5)弯曲疲劳强度寿命系数 1FNK由1P202 图0.841FNK0.8820.841FNK0.882(6)计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲劳安全系数S1.35,由式10-12 得 F1= SKFEN10.85X500/1.35=314.8148 F2= SFEN20.88X380/1.35=247.7037MPa F1=314.815 F2=247.704(7)计算大小齿轮的 并FSaY加以比较2.65x1.58/1FSaY314.815=0.0132992.166x1.82FSaY04/247.704=0.01577499 结论:取0.015770.013301FSaY=0.015772FSaY大齿轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式5321FSdnYZKTm=1.10321FSdnYZKTm298mm1.103结论: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nm12疲劳强度计算的法面模数,取 2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满nm足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1= 42.70 应有的齿数。于是由 =42.70/2 =21.35,取 Z1=21,Z2 = Z1i 齿 1 =21x4.877=102.417nmdz1取 Z2 =1023几何尺寸计算(1)计算中心距 a2)(1nmzaA=(21+102)2/2=123 mm a=123(2)计算齿轮的分度圆直径 dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mm d1=42d2=2043)计算齿轮的齿根圆直径 dfnfm5.2=42-nfmd5.215=37=204-nf.25=199mmdf1=37df2=199(4)计算齿轮宽度 Bb = dd1 圆整后取:B1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 45(5)验算 =2x20960/42N =998.10N12dTFt=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mmbKtA合适13(二)低速级直齿圆柱齿轮设计计算表项目 计算(或选择)依据计算过程 单位 计算(或确定)结果1选齿轮精度等级查 1表 10-8 传输机为一般工作机速度不高级 72材料选择小齿轮 40Cr(调质)大齿轮 45 钢( 调质)小齿轮280HBS,大齿轮 240HBS)3选择齿数 Z)402(3Z3i34ZU=233=3.752x23=86.43U=86/23=3.7391个 =233Z=864U=3.7395按齿面接触强度设计(1)试选KtKt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩 TT= 9550P/n T =9550x3067/295.26=99200.2NmmT= 99.20X103(3)齿宽系数 d由1P203 表10-7d=0.70.115 d=1(4)材料的 由1P198 表 锻钢 MPa1/2 ZE=189.814弹性影响系数 ZE10-6(5) 齿轮接触疲劳强度极限 limH由1P207 图10-216003limH5504li MPa6003limH5504li(6)应力循环次数 N由1式 10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i 齿 2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109(7)接触疲劳强度寿命系数 KHN由1P203 图10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95(8)计算接触疲劳强度许用应力 H取失效概率为,安全系数为 S=1,由1式得 H3= SNlim=600X0.90/1 540 H4= SKNlim 0.95x550/1 522.5 MPa H3=540 H4=522.5(9)试算小齿轮分度圆直径 td3按1式(1021)试算322)(1.HEdtt ZuTk64.5788mm64.57915(10)计算圆周速度 v10623ndtv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998(11)计算齿宽 Bb = dd3t B=1X64.579=64.579mm B=64.579(12)模数 ntm3ztntmnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度 mnt=2.808h=6.318b/h =10.221(13)计算载荷系数 K由1P190 表 10-2 查得使用系数1A根据 v= 0.998 级精度,由 1P192图 10-8 查得动载荷系数 1.06VK由1表P194 查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X ) +10.23X103X64.579=1.42 由1图 10-13P195 查得 KF=1.35假定 ,由1P193mNdFtA/10表查得 1.2 故载FH K=1.80616荷系数K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806(14)按实际的载荷系数校正分度圆直径 d3由1式 10-10 D3=d3t =72./tK058 mD3=72.058(15)计算模数 nm=72.058/233zdmn=3.133mm=3.133nm6按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数 KK=KAKVKF KFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172 K=1.717(2)齿形系数 YFa由1P197 表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208(3)应力校正系数YSa由1P197 表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.77617(4)齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE由1P204 图10-205003FE3804MPa5003FE3804(5)弯曲疲劳强度寿命系数 FNK由1P202 图10-18 0.853FNK0.884 0.853FNK0.884(6)计算弯曲疲劳许用应力 F取弯曲疲劳安全系数S1.35,由式10-2 得 F3= SKFEN3=0.85x500/1.35=314.8148 F4= =0.88x380/1.3SKEN45=247.7037MPa F3=314.815 F3=247.704(7)计算大小齿轮的并加FSaY以比较=(2.69+1.575)/314.3FSaY815=0.013547=2.208+1.776/247.4FSa704=0.016083结论:大齿轮值大大齿轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式 32FSdnYZKTm32FSdnYZKTm=2.17962.18nm18结论: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nm根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 2.5mm,已可满足弯曲强度。nm但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d3= 72.058mm 来计算应有的齿数。于是由 =72.058/2.5= 28.8 取ndz329,则 Z4 = Z3i 齿 2 = 29x3.752=108.8 取 Z4 = 1093z3几何尺寸计算(1)计算中心距 a2)(43nmzA=(29+109)2.5/2=172.5将中心距圆整为173mm a=173(2)计算齿轮的分度圆直径 dnzmdd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mm d3=72.5d4=272.5(3)计算齿轮的齿根圆直径 dfnfmd5.2=72.5-nfmd5.216.25=66.25=272.5nf.2-6.25=266.25mm df1=66.25df2=266.25(4)计算齿轮宽度 Bb = dd3 圆整后取:B3 =80mmB3 =8019B4 = 75 B4 = 75(5)验算 =2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N32dTFt=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm bKtA合适(三)直齿轮设计参数表传动类型 模数 齿数 中心距 齿宽高速级直齿圆柱齿轮2211021235045低速级直齿圆柱齿轮2.52910917380755 联轴器的选择轴的联轴器:由于电机的输出轴轴径为 28mm查 1 表 14-1 由于转矩变化很小可取 KA=1.334P1.320.964=27.253N.mTKAca又由于电机的输出轴轴径为 28mm查 2p128表 13-5,选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩n20=63N.m,许用最大转速为 5700r/min,轴径为 2028 之间,由于电机的轴径固定为 28mm,而由估算可得 1 轴的轴径为 20mm。故联轴器合用:的联轴器:查 1 表 14-1 转矩变化很小可取 KA=1.334P1.3361.174=469.52 N.mTKAca查 2p128表 13-5,选用弹性套柱销联轴器:TL7, 其许用转矩n=500N.m,许用最大转速为 3600r/min, 轴径为 4048 之间,由估算可选两边的轴径为 40mm.联轴器合用.5 轴的设计计算减速器轴的结构草图21一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查 1表 15-1 选择轴的材料为 40Cr;根据齿轮直径 ,热处理m10方法为正火。2确定轴的最小直径查 1 式 15-2 的扭转强度估算轴的最小直径的公式:36P=14.296mm再查 1表 15-3,A 0=(112 97)D13.546mm考虑键:有一个键槽,D14.296(1+5)=15.01mm3确定各轴段直径并填于下表内名称 依据 单位 确定结果1d大于轴的最小直径 15.01310362.0159nPd22且考虑与联轴器内孔标准直径配合m202d大带轮定位 d2= d1+2( 0.070.1)d1=20+2.84=22.824考虑密封圈查 2表 15-8 P143得 d=25m253d考虑轴承 d3 d2 选用 6206轴承从机械设计手册软件(R2.0)B=16mm, da=36mm, d3=30mm,D=62m304d考虑轴承定位查表 2 9-7da 364d40Rm365d考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟 查表 2 9-767 36237d (同一对轴承)7d3 m304选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。查 2 (2) “润滑方式” ,及说明书“(12)计算齿轮圆周速度 ” 0P v=3.467 ,故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表vsm名称 依据 单位 确定结果箱体壁厚 查 3表 3P268)03.25.(a小于 8 选 8m8地脚螺栓直径 及数fd目 n查 3表 3P26df=0.036a+12a ,考虑联轴器定位2d1查 ,并考虑与密一 般 标 准表 79封垫配合查附表:158 接触式密封d=45453d考虑与轴承公称直径配合 3d2,轴承代号:6210B20 da 57m504dd4=da57 m575考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63查 一 般 标 准表 792m636d= 6d4m57297d= 7d6m504选择轴承润滑方式,确定与轴长有关的参数。查 2 (二) “滚动轴承的润滑” ,及说明书 “六、计算齿轮速度 ”25P v,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑, 0.9vmsA名称 依据 单位 确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离 a从机械手册软件版 m105.计算各轴段长度名称 计算公式 单位 计算结果1l与联轴器配合长度短 23mm84- (23)821l m822l8+22+20+5+8+29-20-24.567.567.53l203l m204l4.5+10+2.5+45+10+2.5-4l1262.562.55l轴肩 m12675-2 736l 73307l 20-2+4.5+10+2.5+2377l m37L(总长) L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支点距离) L 354-82-67.5-20+2186.5 mm 186.5四、校核轴的强度齿轮的受力分析:31齿轮 2上的圆周力 小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=2TFd3X9. 107.54N972.549* 0tan2=353.979N 0齿轮 3上的圆周力 小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力=23TFd3X9. 1076.52N2736.552*=996.0230tanN01求支反力、绘弯矩、扭矩图 Zy xRazRay RbyRbzFt2r Ft3rRayFt2Ft3RbyRazFr2Fr3Rbz32轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=8.5+17+ =48 452CD= +10+ =72.580BD=8.5+4.5+10+40=63在 XAY平面上:X48+ X(72.5+48)= (48+72.5+63)2tF3t BYR972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以, =2051.427N = + =1657.674NBYRAY2tF3tBYR所以,C 断面 =48 =79.568XCZMAYR310NmD断面 =63 =129.24XB在 XAZ平面上:x48+ X183.5= x(48+72.5 )2rFBZ3rF353.979x48+ x183.5=996.023x120.5 R所以, =561.47N =80.574NBZAZR所以,C 断面 = X48=3.868XCYM310Nm= X63=35.373XDBZA合成弯矩 C断面 = = =79.662XC2CY3232(79.568)(.6810)X310合成弯矩 D断面 = = =133.99X2DZ14057X因为 , 所以 D 断面为危险截面。MC= = =22.91MPaca23()DTW32323(1.90)(.69)14X查表 15-1 得 =60mpa,因为 (1630015)h=6310()rhCLn630250()9.672000h35结论:所选的轴承满足寿命要求。7 键联接的选择和校核一、轴大齿轮键1键的选择选用普通 圆头平键 A型,轴径 d=40mm ,查 1 表 6-1,得宽度103Pb=12mm,高度 h=8mm,2键的校核键长度小于轮毂长度 且键长不宜超过 ,前面算得m105 d8.16大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长 L=36mm 。(查 1 表103P6-1)键,轴,轮毂的材料都为钢,查 16-2 得许用挤压应力 p=100120Mpa,取 p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=3612=24mm,l键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.58=4mm由式 16-1 得 p= =51.67Mpa332109.2014Tkld所以所选用的平键强度足够。9 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度 ,smv12故选择浸油润滑。362滚动轴承的润滑因为 I 轴 II 轴齿轮圆周速度 v2m/s,滚动轴承采用油润滑而 III 轴的齿轮圆周速度 v2m/s,由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑,故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到润滑轴承目的。二、减速器密封1.轴外伸端密封I 轴:与之组合的轴的直径是 25mm,查2 表 15-8P143,选 d=25mm毡圈油封II 轴:无需密封圈III 轴:与之配合的轴的直径是 45mm,查2表 15-8P143,选d=45mm 选毡圈油封2.箱体结合面的密封软钢纸板10 减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称 计算依据 计算过程 计算结果 )(m箱座壁厚 8)03.25.(a0.025*123+36.075837箱盖壁厚 18)5.0(8=0)85.0(.8x8=6.48箱座凸缘厚度 b5.11.58 12箱盖凸缘厚度 11. 1.58 12箱座底凸缘厚度 2b5. 2.58 20地脚螺栓直径 fd0.036a+12=0.036x123+12=16.428 查3表 3P26 20地脚螺钉数目 n250,4an时 4轴承旁联接螺栓直径 1dfd7. 0.7520=15 16箱盖与箱座联接螺栓直径 2dfd6.050.5x20=10 10联接螺栓d2 的间距查3表 3P26 150200 160轴承端盖螺钉直径查3表 3P26(0.4-0.5)df0.4x20=83d8383d定位销直径 d28.07.d(0.70.8)108、 、f1至外箱2壁距离 1C查 3 表 47P 262216、 至fd2凸缘边缘距离 2C查 3 表 427P 2414轴承旁凸台半径 1R 101R凸台高度 h作图得到 h=54轴承座宽度 1B)105(21C8+22+20+5 55大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 . 1.28=9.6 10齿轮端面与内箱壁距离 21015 10箱盖、箱昨筋厚 、1m1185.0. 0.858 6.86.839m轴承端盖外径 2D轴 承 外 径Dd;)5.(362+58=10272+58=112100+58=130102112130轴承旁联接螺栓距离 S2S 102112130二、附属零件设计1 窥视孔和窥视孔盖其结构见 2表 14-4 p133,其尺寸选择为: 5,48,710,25,140,5,16,803321 Rndbblll 2.通气塞和通气器通气器结构见 2表 14-9,p136主要尺寸:M16x1.5,D=22,D 1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油标、油尺由于杆式油标结构简单,应用广泛,选择杆式油标尺,其结构见 2表 14-8p135其尺寸选择为:M124.油塞、封油垫其结构见 2表 14-14 p139 其尺寸选择为:M20X1.5405.起吊装置选择吊耳环和吊钩结构见 2表 14-12 p1376.轴承端盖、调整垫片查 2表 14-1 p13211 设计小结我们这次机械设计课程设计是做带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器 。在两个星期的设计过程中,让我明白一个简单机械设计的过程,知道一个设计所必须要准备些什么,要怎样去安排工作,并学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律;也通过课程设计实践,培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力;学会怎样去进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范。还有就是激发了我的学习兴趣,能起到一种激励奋斗的作用,让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。这次机械课程设计中,我遇到了很多问题,但同学讨论和老师 指导起到了很大的作用,这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难,让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事,必须有丰富的知识面和实践经验,还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧张,能看到同学间的奋斗努力,能让大家很好地回顾41以前所学习的理论知识,也明白只有在学习理论基础上才能做设计,让我以后更加注重理论的学习并回到实践中去。还这次自己没有很好地把握设计时间的分配,前面传动方案设计和传动件设计时间太长,而在装配草图设计、装配工作图设计时间太紧,还有就是在装配草图设计中遇到一些尺寸不是很确定,而减慢了 AutoCAD 工程制图的速度,这也很好让我们更加掌握 AutoCAD 工程制图的操作。这是自己设计思维不太严谨,没有很好地熟悉一些理论知识,没有过此类设计的经验;在设计过程中自己也做了一些重复的计数,很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数,而在尺寸计算校核才发现问题,而白白花了重复工作的时间,但也能让我更加深刻一些设计的过程,积累了一些设计的经验。这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练,很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们可以通过设计,明白到学习的内容的目的,更加明确大学学习的目标方向,能激起学生学习激情,也让我们有学习的成就感,希望以后有更多合适实训教学安排。12 参考资料1 濮良贵主编. 1997.机械设计 (第七版).高等教育出版社2 唐增宝;何永然;刘安俊主编.1998.机械设计课程设计.华中科技大学出版社3 龚溎义 罗圣国 李平林 张立乃 黄少颜编, 龚溎义主编42机械设计课程设计指导书第二版,高等教育出版社 4机械设计手册软件版 R2.0,
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