機械專業(yè)課程設(shè)計--二級減速器（可編輯）

機械專業(yè)課程設(shè)計二級減速器一、課程設(shè)計目的與要求機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié),其目的是1培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)知識,結(jié)合生產(chǎn)實際分析解決機械工程問題的能力。2學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法,了解和掌握簡單機械傳動裝置的設(shè)計過程和進行方式。進行設(shè)計基本技能的訓(xùn)練,如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標準和規(guī)范。要求學(xué)生在課程設(shè)計中1能夠樹立正確的設(shè)計思想,力求所做設(shè)計合理、實用、經(jīng)濟2提倡獨立思考,反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向,反對知錯不改,敷衍了事的作風(fēng)。3掌握邊畫、邊計算、邊修改的設(shè)計過程,正確使用參考資料和標準規(guī)范。4要求圖紙符合國家標準,計算說明書正確、書寫工整,二、設(shè)計正文一設(shè)計題目運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器二,傳動簡圖三,原始數(shù)據(jù)1螺旋筒軸上的功率P28KW2螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速N45R/MIN允許輸送帶速度誤差為53工作情況三班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷較平穩(wěn)4使用折舊期10年5動力來源電力,三相交流,電壓380V6制造條件及生產(chǎn)批量一般機械廠制造,小批量生產(chǎn)。四,設(shè)計工作量要求獨立完成設(shè)計總裝圖一張,設(shè)計計算說明書一份和主要零件工件圖2張五,傳動方案的總體設(shè)計1,擬訂傳動方案采用二級圓柱齒輪減速器,適合于繁重及惡劣條件下長期工作,使用與維護方便。缺點結(jié)構(gòu)尺寸稍大高速級常用斜齒,低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱,要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端,以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合,應(yīng)用廣泛。傳動比范圍I8402,選擇電動機彈性聯(lián)軸器099角接觸球軸承099閉式圓柱齒輪7級098圓錐齒輪098所以,電動機至工件機主軸之間的總效率為0990990990990990980980980895所以電動機所需功率為28/08953128KW二級圓柱齒輪減速器的傳動比840,開式錐齒輪傳動比初定25,所以總傳動比為16200,則ND6200457209000,優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速1500R/MIN的電動機,型號Y100L24。如傳動簡圖所示,初選聯(lián)軸器為彈性聯(lián)軸器,滾動軸承為角接觸球軸承,傳動齒輪為閉式軟齒面圓柱齒輪,因其速度不高,選用7級精度GB1009588,則機械傳動和摩擦副的效率分別如下額定功率KW同步轉(zhuǎn)速R/MIN滿載轉(zhuǎn)速R/MIN堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速質(zhì)量KG315001420222238機座號中心高H安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸外形尺寸100L100ABDEFGDGLHDAC/2AD1601402860872438024510251803,確定傳動裝置的總傳動比及起分配1420/453156取135,取I33則計算得377,279,I334,計算傳動裝置運動和動力參數(shù)1,各軸轉(zhuǎn)速1420R/MIN11420/377376658R/MIN376658/279135003R/MINNIVNIII/I345001R/MIN各軸輸出功率PD0993097KNPIIPI0990983005KNPIIIPII0990982915KNPIVPIII0990982828KN各軸輸出轉(zhuǎn)矩20828NM依次可得76190NMTIII206205NMTIV600151NM三,設(shè)計傳動零件1高速齒輪組的設(shè)計與強度校核選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)如上圖所示,選用斜齒圓柱齒輪傳動,四個齒輪均為斜齒,有利于保障傳動的平穩(wěn)性運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度GB1009588材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為45剛調(diào)質(zhì),硬度為220HBS,大齒輪材料為45鋼?；?硬度為180HBS,二者材料硬度差為40HBS。初選小齒輪齒數(shù)20,大齒輪齒數(shù)為377754,取76。初選螺旋角按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的數(shù)值試選16,由圖1030選取區(qū)域系數(shù)2433由圖1026查得07380868所以1606取04,外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)051U40954查表106得材料的彈性影響系數(shù)1898由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為550MPA大齒輪的接觸疲勞強度極限為400MPA計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60NJ601420138300106134同理1627由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)090095由圖1021D得大小齒輪的接觸疲勞強度極限HLIM2400MPA,HLIM1550MPA計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1,安全系數(shù)為S1,則/S495MPA/S380MPA所以495380/24375MPA計算由小齒輪分度圓直徑3943MM計算圓周速度V293M/S計算齒寬B及模數(shù)B37616MMH2254304MMB/H874計算縱向重合度0318TAN1513計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1,根據(jù)V293M/S,7級精度,由圖108查得動載系數(shù)110由表104查得查圖1013得查表103得所以載花系數(shù)K182按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)圓整為2MM按齒根彎曲強度設(shè)計確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K174由縱向重合度1903,查圖1028得螺旋角影響系數(shù)088計算當量齒數(shù)同理7833查取齒形系數(shù)由表105查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù)1767由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14則同理16929MPA計算大、小齒輪的,并加以比較001914002322所以,大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算1315MM對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取20MM,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有1997取20則U76幾何尺寸計算計算中心距AMM圓整為99MM按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多,故參數(shù)、等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑MM同理15675MM計算齒輪寬度B3934MM圓整后取45MM2高速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒根圓直徑為41242102523624MM齒頂圓直徑為3低速齒輪組的設(shè)計與強度校核選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)如前圖所示,選用斜齒圓柱齒輪傳動,有利于保障傳動的平穩(wěn)性運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度GB1009588材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40調(diào)質(zhì),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。初選小齒輪齒數(shù)26,大齒輪齒數(shù)為27973。初選螺旋角按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的數(shù)值試選16,由圖1030選取區(qū)域系數(shù)2433由圖1026查得076079所以152外嚙合齒輪傳動的齒寬系數(shù)051U0758查表106得材料的彈性影響系數(shù)1898由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為600MPA大齒輪的接觸疲勞強度極限為550MPA計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)60NJ60135003138300105832同理1944由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)093095計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1,安全系數(shù)為S1,則/S558MPA/S5223MPA所以/254015MPA計算小齒輪分度圓直徑所以59448MM計算圓周速度V1172M/S計算齒寬B及模數(shù)B4506MMH2254995MMB/H902計算縱向重合度0318TAN1563計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1,根據(jù)V1172M/S,7級精度,由圖108查得動載系數(shù)125由表104查得查圖1013得查表103得所以載荷系數(shù)K167按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑計算模數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)K167由縱向重合度1563,查圖1028得螺旋角影響系數(shù)088計算當量齒數(shù)同理7754查取齒形系數(shù)由表105查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù)1762由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14則同理24429MPA計算大、小齒輪的,并加以比較001406001613大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算1634MM對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取20MM,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有2925取30則U84幾何尺寸計算計算中心距AMM圓整為118MM按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多,故參數(shù)、等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑MM同理17389MM計算齒輪寬度B4781MM圓整后取55MM4低速齒輪組的結(jié)構(gòu)設(shè)計齒根圓直徑為5711MM齒頂圓直徑為5外部圓錐齒輪設(shè)計1工作機工作環(huán)境為一般機械廠小批量生產(chǎn),清潔度一般,且暴露在空氣中,需防銹,齒根彎曲強度要高,故取8級精度,軸交角90的標準直齒錐齒輪傳動。材料為45鋼,調(diào)質(zhì)并氮化處理。且小錐齒輪硬度為280HBS,大錐齒輪硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。取小錐齒輪齒數(shù)Z522故大錐齒輪齒數(shù)按齒根彎曲強度設(shè)計確定計算參數(shù)IIZ2/Z3,因I3,故計算載荷系數(shù)K1012122515齒寬系數(shù)03查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù)1743由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限N計算大、小齒輪的,并加以比較00854001038所以,大錐齒輪的數(shù)值大。設(shè)計計算圓整取M6平均模數(shù)6驗算總傳動比故設(shè)計符合要求繪圖準備與軸的設(shè)計一繪制裝配草圖的準備工作1按已知選定的電動機查得其軸伸直徑D28MM,軸伸長度E60MM,中心高H100MM,2確定各傳動零件的主要尺寸1高速級斜齒輪2低速級斜齒輪3初選滾動軸承類型及潤滑密封方式軸I、軸和軸均選角接觸球軸承,由于,故采用油潤滑。二裝配草圖的初步繪制1傳動零件中心線、輪廓線及箱體內(nèi)壁線的確定1估算減速器的外輪廓尺寸二級圓柱齒輪減速器A4A,B2A,C2A即,2畫傳動零件中心線和外部輪廓3確定箱體內(nèi)壁線取箱體壁厚為,為避免齒輪與箱體內(nèi)壁干涉,齒輪與箱體的內(nèi)壁應(yīng)留有一定的距離,大齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離取,小齒輪端面與箱體內(nèi)壁取兩級齒輪端應(yīng)留有間隙,取,小齒輪齒頂圓與箱體內(nèi)壁的距離暫不能確定,待完成主視圖中箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計后才能確定。另外,輸入軸的齒距最好布置在遠離輸入端的位置。2箱體軸承座及軸承的位置確定對于剖分式齒輪減速器箱體軸承座內(nèi)端面為箱體內(nèi)壁,軸承座的寬度B為其中為箱體壁厚,為軸承旁螺栓所需扳手的空間。地腳螺栓直徑,取地腳螺栓為,軸承旁連接螺栓直徑取,所以取,取軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁的距離為。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計裝配總體方案如圖各軸轉(zhuǎn)向已知,錐齒輪所受軸向力FA5始終由小端指向大端,為使軸所受軸向力較小,則齒輪4所受軸向力應(yīng)與之相反。軸同理,故由此可知各齒輪所受軸向力,結(jié)合主動輪轉(zhuǎn)向,可以得出齒輪旋向。受力圖及轉(zhuǎn)旋向標示如圖。1軸I的設(shè)計1求軸I的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩,2求作用在齒輪上的力因已知高速級小齒輪的分度圓直徑,則圓周力、徑向力和軸向力的方向如下圖所示3初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為鋼,調(diào)質(zhì)處理根據(jù)表153,取,于是得考慮鍵槽影響此軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表141,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取,則按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩的條件,查取手冊,選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為,半聯(lián)軸器I的孔徑故取半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度IIIIIIIVVVIVIIVIII4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案如上圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,III軸段右端需制出一軸肩,故取左端用軸圈擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上,故取初步選擇角接觸球軸承參照工作要求并根據(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初選角接觸球軸承7206AC,其尺寸為,故,考慮到擋油板,則兩軸承均采用軸肩定位,由手冊上查得7206AC型軸承的定位軸肩高度,因此取齒輪處,對齒輪內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁距離為,且軸承至箱體內(nèi)壁距離為,所以考慮擋油板厚由于可求得箱體內(nèi)壁寬度為,則5,取螺釘直徑,則軸承端蓋的各尺寸可計算如下,墊片厚度為由,取,可算得可計算軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接,可選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸的配合為IIIIIIIIIIIIVIVVVVIVIVIIVIIVIIID2226303645243630L36681966451119軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接,可選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸的配合為。確定軸上圓角和倒角尺寸參照表152取軸端倒角,各軸肩處的圓角半徑見大圖求軸上的載荷根據(jù)結(jié)構(gòu)圖可作出軸的計算簡圖如下載荷水平面H垂直面V支反力F247377627236137552彎矩M2196619320571081613總彎矩扭矩T計算彎矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度1由以上分析可知C截面彎矩最大,是危險截面。C處為齒輪軸,最小直徑為齒輪齒根圓。根據(jù)軸所選定的材料45,由表151查得由于,故軸安全。2同樣,最小軸徑A處也為危險截面之一。由于,故軸安全。校核軸承壽命1派生軸向力計算對于7206AC型軸承,按表137查得派生軸向力,則有由于,所以軸承1被壓,軸承2被放松,根據(jù),查表135得,載荷平穩(wěn),取,則有4計算載荷壽命取溫度系數(shù)由于,角接觸球軸承,動載荷,則壽命所以合格鍵聯(lián)接強度的校核根據(jù)所選平鍵查表62得鍵的許用擠壓應(yīng)力,因為所以鍵合格2軸II的設(shè)計1求軸II的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩,2求作用在齒輪上的力已知2、3齒輪的分度圓直徑分別則圓周力、徑向力和軸向力的方向如下圖所示3初步確定軸的最小直徑按式152初步估算軸的最小直徑選取軸的材料為鋼,調(diào)質(zhì)處理根據(jù)表153,取,于是得此軸的最小直徑顯然是在軸承處,由此可選角接觸的軸承7207AC,其尺寸為4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案如下圖擬定軸上零件的裝配方案如下圖IIIIIIIVVVI根據(jù)軸向定位要求確定各段直徑和長度1齒輪2、3的齒寬,可取,根據(jù)所選軸承知,考慮到軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離為,小齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離為,可得根據(jù)軸肩,可取,又知兩齒輪中間的定位軸肩高度,可取4考慮軸承內(nèi)端至箱體內(nèi)壁距離,可求得,5,取螺釘直徑,則軸承端蓋的各尺寸可計算如下,墊片厚度為由,取,可算得由以上數(shù)據(jù),設(shè)計各段軸徑和長度如下表IIIIIIIIIIIIVIVVVVID3542484235L3553203730軸上零件周向定位齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接,齒輪2處可以選用平鍵,齒輪3處可以選,齒輪輪轂與軸的配合為確定軸上的圓角和倒角尺寸表152查得取軸端倒角,各軸肩圓周半徑見大圖。求軸上載荷根據(jù)結(jié)構(gòu)圖,可作出軸的受力分析圖如下載荷水平面H垂直面V支反力F1584338673彎矩M77563864257880641642,333273110635080,5135439總彎矩扭矩T計算彎矩按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由以上分析可知B點外侵彎矩最大,是危險截面,由式155及上表中的數(shù)值可得根據(jù)所選定的材料,由表151查得因此,故安全校核軸承壽命1對7207AC軸承,按表137查得派生軸向力,則有21被壓緊,2被放松,3根據(jù),查表135得,輕微沖擊,取,則有4計算載荷壽命取溫度系數(shù)由于,角接觸球軸承,動載荷,則壽命所以合格鍵聯(lián)接強度校核根據(jù)所選平鍵和查表62得鍵的許用擠壓應(yīng)力均為因為均合格3軸的設(shè)計1求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩2求作用在齒輪上的力已知齒輪4、5的分度圓直徑分別為,則圓周力,徑向力及軸向力的方向如圖所示3初步確定軸的最小軸徑按式152估算軸的最小直徑,所取軸材料為調(diào)質(zhì)鋼,根據(jù)表153取,于是得此軸的最小直徑顯然是安裝圓錐齒輪處的軸徑,可取4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示IIIIIIIVVVIVIIVIII根據(jù)裝配方案確定軸的各段直徑和長度取安裝斜齒輪初的軸徑,由于錐齒輪與軸配合的長度,為了更好的軸向固定錐齒輪,軸應(yīng)內(nèi)縮一些,取初選角接觸球軸承7310AC,其尺寸,故,考慮軸承內(nèi)端至箱體內(nèi)壁距離,以及小齒輪3至箱體內(nèi)壁距離,以及安裝齒輪處軸內(nèi)縮,則可得由于斜齒輪4齒寬,則,斜齒輪右端制一定為軸肩,則軸環(huán)直徑,并取,則,取螺釘直徑,則軸承端蓋的各尺寸可計算如下,墊片厚度為由,取,可算得,故選由以上數(shù)據(jù),設(shè)計各段軸徑和長度如下表IIIIIIIIIIIIVIVVVVIVIVIIVIIVIIID42475054605450L486545548665530軸向零件的周向定位錐齒輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接,選用平鍵為,斜齒輪與軸選用平鍵,齒輪與軸的配合為確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表152取軸端倒角,各軸肩圓角半徑見低速軸零件圖。求軸上的載荷根據(jù)結(jié)構(gòu)圖可得出軸的受力分析圖如下載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M11400228,47467332總彎矩扭矩T計算彎矩按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度由以上分析可知B點外侵彎矩最大,是危險截面,由式153及上表中的數(shù)值可得根據(jù)所選定的材料,由表151查得因此,故安全校核軸承壽命A對7207AC軸承,按表137查得派生軸向力,則有1被放松,2被壓緊C根據(jù),查表135得,輕微沖擊,取,則有D計算載荷壽命取溫度系數(shù)由于,