機械設計課程設計單級斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書含全套圖紙

1、圖紙聯(lián)系圖紙聯(lián)系 qq153893706目錄目錄引言1第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設計21.1 傳動方案的擬定21.2 選擇電動機31.2.1 選擇電動機的類型31.2.2 選擇電動機的容量31.2.3 確定電動機的轉速31.3 傳動裝置總傳動比的分配41.3.1 傳動裝置的總傳動比41.4 計算傳動裝置的運動參數和動力參數41.4.1 各軸的轉速41.4.2 各軸的功率51.4.3 各軸的轉矩5第二章 傳動零件的設計62.1 帶傳動的設計62.1.1 確定計算功率62.1.2 確定帶輪的基準直徑62.1.3 確定 v 帶的中心距62.1.4 驗算小帶輪上的包角72.1.5 計算帶的根數72.1.

2、6 計算壓軸力72.1.7 帶輪的主要參數83.1 齒輪的設計83.1.1 高速軸 ii 和低速軸 iii 想嚙合的一對齒輪的設計83.1.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數83.1.1.2 按齒面接觸強度設計83.1.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計103.1.1.4 幾何尺寸計算1142 軸的設計124.2.1 軸的設計124.2.1.1 求出作用在齒輪上的力124.2.1.2 選擇軸的材料及確定許用應力124.2.1.3 按照扭轉強度估算最小軸徑124.2.1.4 軸的結構設計125.2.2 軸的設計145.2.2.1 求出作用在齒輪上的力145.2.2.2 選擇軸的材料及確定許用

3、應力145.2.2.3 按照扭轉強度估算最小軸徑145.2.2.4 軸的結構設計145.2.2.5 求軸上的載荷165.2.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度185.2.2.7 精確校核軸的疲勞強度1863 軸承壽命的校核216.3.1 軸上軸承壽命的校核216.3.1.1 求出兩軸承受到的徑向載荷216.3.1.2 求兩軸承的計算軸向力226.3.1.3 求軸承當量動載荷226.3.1.4 驗算軸承的壽命2364 鍵強度的校核236.4.1 軸上鍵強度的校核 232.4.1.1 確定許用應力232.4.1.2 確定鍵的工作長度232.4.1.3 強度計算232.4.1.4 鍵槽尺寸23第三章

4、 箱體結構及減速器附件設計2431 箱體設計243.1.1 鑄造箱體的結構設計2432 箱體附件設計253.2.1 箱體附件的設計253.2.2 窺視孔和窺視孔蓋253.2.3 通氣器253.2.4 起吊裝置253.2.5 油標263.2.6 油塞與排油孔263.2.7 定位銷263.2.8 起蓋螺釘26設計感想27參考文獻28引言隨著生產技術的不斷發(fā)展和人民生活水平的日益提高，機械產品種類日益曾多，例如，各種金屬切削機床、儀器儀表、重型機械、輕工機械、紡織機械、石油化工機械、交通運輸機械、海洋作業(yè)機械、鋼鐵成套設備以及辦公設備、家用電器、兒童玩具等等。各種機械設備一般均需實現生產和操作過程的

5、自動化，或者實現某一工藝過程。因此，機械設備設計需要進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。這些新機械設備的創(chuàng)新設計要求設計者除了掌握典型機構的工作原理、結構特點、設計方法和應用場合等知識以外，還要考慮如何選擇巧妙的工藝動作過程來達到預定的機械功能要求，如何選用或創(chuàng)新機構形式并組合成機械運動方案完成上述選定的工藝動作過程。機械設計課程設計要求針對某種簡單機械（它的工藝動作過程比較簡單）進行機械運動簡圖設計，其中包括機器功能分析、工藝動作過程確定、執(zhí)行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺度綜合等等。通過機械設計課程設計，可以進一步鞏固、掌握并初步運用機械原理的知識和理

6、論，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新機械能力。創(chuàng)新能力的培養(yǎng)在機械設計課程設計中占有十分重要的位置。 2011 年 1 月 8 日第一章 傳動系統(tǒng)總體方案設計1.1 傳動方案的擬定傳動方案圖如下：上圖為帶式運輸機的傳動裝置圖。設計題目：設計一個用于帶式運輸機上的單級斜齒輪圓柱斜齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為 0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限 10 年(365 天/年),三班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓 380/220v。其中設計的主要參數為：輸送帶拉力為 2800n 輸送帶速度為 2.5m/s 滾筒直徑為 4

7、50mm每日工作時數 24h 傳動年限 10 年 其中，運輸帶速度允許誤差為帶速的 55%1.2 選擇電動機1.2.1 選擇電動機的類型按照工作要求和條件，選用 y 型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為 380v。1.2.2 選擇電動機的容量電動機所需功率，按照公式可得： wwpdp由公式可得：=wpkwfvw1000根據帶式輸送機工作類型，可以取工作機的效率為0.90， （一般籠形電w動機在額定運行時效率約為 72%93%）傳動裝置的總效率為*a帶2軸承齒輪聯(lián)軸器查表可得機械傳動和摩擦副的效率概略值，確定各部分的效率為：聯(lián)軸器效=0.99，滾動軸承傳動效率（一對）0.99，閉式齒輪傳動

8、效率聯(lián)軸器=2=0.97 帶的傳動效率=0.95，代入公式可得齒輪帶kw894. 099. 0*97. 0*99. 0*95. 02a所需電動機的功率為kwkwfvpwwd7.8894.0*9.0*10005.2*28001000因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率略大于即可。由表格所示 y 系列三相異cdpdp步電動機的技術參數，選電動機的額定功率為 11kw。cdp確定電動機的轉速卷筒軸工作轉速為min/1 .106450*5 . 2100060*100060rdvn由表可知，單級圓柱齒輪減速器一般傳動比6，帶傳動單級傳動比常用值為24，最大值為 15，則總傳動比合理范圍=1224，故電動機轉速的

9、可選范圍1ai為（1224）106.1r/min=12742547r/minnnnad11符合這一范圍的同步轉速有，由表查得電動機的數據及計算的總傳min/1500r動比列于表 1-1 中。表 1-1電動機的轉速)(minrn方案電動機類型額定功率/kwcdp同步轉速滿載轉速額定轉矩堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩級數1y160m411150014602.22.3 4根據表 1-1，綜合考慮電動機和傳動裝置等方面要求，選擇方案 1，即選用電動機型號為y160m41.3 傳動裝置總傳動比的分配1.3.1 傳動裝置的總傳動比代入數據可得；=1460/106.1=13.76nnimaai各級傳動比分配單級圓

10、柱斜齒輪傳動比=41i7 .13*3 . 1v 帶帶傳動比 = =3.442i476.131.4 計算傳動裝置的運動參數和動力參數1.4.1 各軸的轉速電動機軸 軸 i: =1460r/minminn 高速軸 ii： 424.419r/minmin/44. 314602rinniii低速軸 iii： 106.1r/minmin/76.131460rniii滾筒軸： 106.1r/miniiiwnn1.4.2 各軸的功率i 軸：*11*0.9=9.9kwipmpwii 軸：=9.31*0.95*0.99=9.31kwiipiii 軸： =9.31*0.99*0.97=8.94kwiiip滾筒軸：

11、=8.94*0.99*0.99=8.76kwwp1.4.3 各軸的轉矩電動機軸 i：=71.95n*mmnnptmmi*14601195509550ii 軸：9550=209.49n*miit419.42431. 9iii 軸：9550=804.68n*miiit1 .10694. 8滾筒軸：9550=788.48n*mwt1 .10676. 8第二章 傳動零件的設計2.1 帶傳動的設計2.1.1 確定計算功率cap由機械設計手冊查表得工作情況系數 1.4 故ak 11*1.4kw=15.4kwcapmpak根據及由機械手冊查表得可選用的 v 帶帶型為 b 型。capin2.1.2 確定帶輪的

12、基準直徑，并驗算帶速v。dd1）初選小帶輪的直徑，查表得，取小帶輪的基準直徑=180mm1dd1dd2）驗算帶速 v 由公式v= 驗算帶速，代入數據 即有100060dn v=13.75m/s1000601460180因為 5m/s v 。min0)(f2.1.7 計算壓軸力壓軸力的最小值為 =2 * z*sin=24270.34sinmin)(pfmin0)(f21 21540 =2107.29 n2.1.8 帶輪的主要參數小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）v 帶型號帶的根數 z1806309923150b43.1 齒輪的設計3.1.1 高速軸 ii 和低速軸

13、iii 想嚙合的一對齒輪的設計3.1.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2)材料選擇及熱處理方法所設計的齒輪傳動屬于閉式傳動，采用硬齒面的鋼制齒輪，查表得，選用的材料為：選用大、小齒輪的材料均為 40cr ，并經調質及表面淬火 ，齒面硬度為4855hrc ，表面淬火，輪齒變形不大。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度等級。4)選小齒輪齒數為，則大齒輪齒數為。251z10025*4*2ziz5)選取螺旋角，初選螺旋角。=143.1.1.2 按齒面接觸強度設計由公式可得3211)(u12 hehdttzzutkd確定公式內的各計算數值

14、試選25. 1tk由圖選取區(qū)域系數433. 2=hz由圖可查得， 則79. 0187. 0266. 187. 079. 021小齒輪的轉矩為mmnmnt511009. 2209因大小齒輪均為硬齒面故宜選取稍小的齒寬系數，現取8 . 0d由表查得材料的彈性影響系數218.189mpaze=由圖查得大小齒輪的接觸疲勞強度極限 。1limhmpah11002lim由式可得，計算應力循環(huán)次數=，103608311460606011hjlnn910567. 7921023. 2n由圖取接觸疲勞壽命系數,87. 01hnk93. 02hnk計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1，安全系數 s=1，由式可得m

15、pampaskhnh957110087. 01lim11mpampaskhnh1023110093. 02lim22計算接觸應力mpampahhh990210239572211) 計算 計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得td1mmdt01.49)9908 .189433. 2(4566. 18 . 01009. 225. 123251 計算圓周速度=1.09m/ssmndviid/1000601sm/10006044. 3146001.49 計算齒寬 b 及模數ntmb=0.8mmmm21.3901.499 . 12514cos01.49ntmh=2.25mmmnt275. 49 . 125.

16、 217. 9275. 421.39hb計算縱向重合度586. 114tan258 . 0318. 0tan318. 01zd計算載荷系數 k已知使用系數,根據 v=1.09m/s,7 級精度。1=ak由圖查得動載荷系數04. 1vk由表查得295. 1hk由圖查得32. 1fk由表查得,故載荷系數2 . 1fhkkk=616. 1295. 12 . 104. 11按實際的載荷系數核正所算得分度圓直徑，有公式可得mmmmkkddtt39.5325. 1616. 101.493311計算模數mm072. 22514cos39.53cos11mmzdmn3.1.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計321

17、21cos2fsafadnyyzyktm1) 確定計算參數 計算載荷系數647. 132. 12 . 104. 11ffvakkkkk 根據縱向重合度，由圖查得螺旋角影響系數586. 188. 0=y 計算當量齒數38.2714cos25cos3311zzv53.10914cos100cos3322zzv查取齒形系數，由表可得 576. 21fay174. 22fay查取應力校正系數，由表查得 603. 11say794. 12say由圖查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限1fempafe6202由圖查取彎曲疲勞壽命系數 87. 01fnk93. 02fnk計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 s

18、=1.4，由公式可得mpampaskfefnf28.3854 . 162087. 0111mpampaskfefnf85.4114 . 162093. 0222計算大，小齒輪的并加以比較fsafayy01072. 028.385603. 1576. 2111fsafayy00947. 085.411794. 1174. 2222fsafayy小齒輪的數值大2) 設計計算mmmn009. 201072. 066. 1258 . 0)14(cos88. 0230000647. 12322對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞nm強度計算的法面模數，取=2.5，已可滿足彎曲強

19、度，需按接觸疲勞強度nmnm算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是由mmd39.53120.72214cos39.53cos11nmdz取，則211z8412 uzz驗算傳動比誤差-5i0.07d,故 h=4mm，則軸環(huán)段的直徑為 73mm，軸肩寬度 b 取 12mm。齒輪端面，軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離，齒輪端面到內壁的距離。mm83=mm202考慮到齒輪左端面距箱體內表面需留一定距離，所以有=16 mm ，iiiiil=22 mm 。iiil至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。3)軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，查表得齒輪上

20、的平鍵截面 bh=18mm11mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 36mm。同時為了保證齒輪有軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由配合來保證，此處軸的直徑的公差為 m6。5.2.2.5 求軸上的載荷1)首先根據軸上的結構圖，做出軸的計算簡圖，如圖 2-3 所示。已知,，nft7692nfr2900nfa2087在確定軸承的支點位置時，從手冊中查取 a 值，對于 7208ac 型角接觸球軸承從手冊中查得 a=9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩mmmmmmll1215 .615 .5932圖。圖 2-32)根

21、據垂直面受力圖求垂直面支座約束反力，并畫出垂直面內的彎矩圖，如圖 2-4 所示。0-2)(23232=+lfdfllfranv所以nfnv14262nfffnvrnv9 .1473-21mmnlfmnvv5 .87643211mmnlfmnvv87699322圖 2-43)根據水平面受力圖求垂水平支座約束反力，并畫出水平面內的彎矩圖，如圖 2-5 所示。0)(2322lfllftnh所以nfnh43.37822nfffnhtnh57.3909-21mmnmh445.232619圖 2-54)求合成彎矩，并畫出合成彎矩圖，如圖 2-6 所示。mmnmmnmmmhv35.248582445.232

22、6195 .87643222211mmnmmnmmmhv9 .248601445.23261987699222222圖 2-65)求扭矩，并畫出扭矩圖，如圖 2-7 所示。t=2.09510mmn 圖 2-76)從軸的結構以及彎矩和扭矩圖中可以看出 c 是軸的危險截面?，F將計算出的截面 c 處的,，t 及 m 的值列于下表，如表 2-1 所示。hmvm表 2-1載荷水平面 h垂直面 v支反力 f,nfnh57.39091nfnh43.37822,nfnv9 .14731nfnv14262彎矩 mmmnmh445.232619mmnlfmnvv5 .87643211mmnlfmnvv876993

23、22總彎矩mmnm35.2485821mmnm9 .2486012扭矩 tt=2.09510mmn 5.2.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面 c)的強度。按照公式及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力6 . 0=mpampawtmca18.29441 . 0)2090006 . 0(35.248582)(3222321前面已經選定了軸的材料為 45 鋼，調質處理，由表查得。因mpa601=此，故安全。11.59 . 524.1443. 527.1443. 5s2222cassss故可知安全。3

24、)截面 c抗彎截面系數 333385184441 . 01 . 0mmmmdw抗扭截面系數 33338 .17036442 . 02 . 0mmmmdwt彎矩 m 及彎曲應力為mmnm35.2485821mpampawmb91. 28518435.248582扭矩及扭矩切應力為3t=2.093t510mmn mpawtt26.123t過盈配合處的，由表可得，于是可得kkk8 . 0=3.2 ，=2.52kkk8 . 0=按照磨削加工，由圖可得表面質量系數為88. 0=軸未經表面強化處理，即，由公式可得綜合系數為1=q33. 31-88. 012 . 31-1kk656. 21-88. 0152

25、. 21-1kk所以 c 截面的安全系數為28.3701 . 091. 233. 32751maks34. 9226.1205. 0226.12656. 21551mks1.587. 834. 937.2834. 937.28s2222cassss故安全足夠。63 軸承壽命的校核6.3.1 軸上軸承壽命的校核6.3.1.1 求出兩軸承受到的徑向載荷 和1rf2rf將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(3-1a)和水平面(3-1b)兩個平面力系，其中圖(3-1c)中的為通過另加轉矩而平移指向軸線，圖(3-1a)中的亦應tfaf通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。受力分析可知：由第二章的設計計算可知

26、圓周力nndtfiit769234.541009. 22252徑向力nfffttr290018.15cos20tancostan軸向力nffftta208718.15tantan所以 ndfffarvr9 .34401212-5 .612nfffvrrvr9 .540-21nffthr37821215 .591nfffhrthr3910-123820n21211hrvrrfff5208n22222hrvrrfff圖 3-16.3.1.2 求兩軸承的計算軸向力 和1af2af對于角接觸球軸承，按表可知軸承派生軸向力,因此rdff68. 0 nnfd6 .2597382068. 01nnfd354

27、15208*68. 0212dadfff+所以軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊。 nfffdaa562821nffda354122218. 025800562801cfa137. 025800354102cfa6.3.1.3 求軸承當量動載荷和1p2p因為 ， ，因為5000 h36310163 .5929)8 .572825800(4 .4246010)(610hhlhpcnl所以所選軸承的壽命足夠。64 鍵強度的校核6.4.1 軸上鍵強度的校核2.4.1.1 確定許用應力由第二章的設計計算可知，該連接為靜聯(lián)接，選用圓頭平鍵(a 型)，平鍵截面 bh=12mm8mm，長為 36mm。聯(lián)接中

28、輪轂材料的強度最弱，由表可以查得mpap110=2.4.1.2 確定鍵的工作長度鍵的工作強度mmmmmmbll268-36-2.4.1.3 強度計算 由公式可得：pppmpampadhlt9 .62268641049.209443所以所選的鍵聯(lián)接強度足夠。2.4.1.4 鍵槽尺寸鍵標記為：鍵 1242gb/t1096-2003該平鍵聯(lián)接寬度極限偏差按一般聯(lián)接，由表可查得：軸槽深 02 . 0036- td軸槽寬 輪轂槽深 輪轂槽寬0043. 012b2 . 0014 .52td0215. 012b軸、輪轂鍵槽及其尺寸如圖 3-2圖 3-2第三章 箱體結構及減速器附件設計31 箱體設計3.1.1

29、 鑄造箱體的結構設計減速器箱體支承和固定軸系的零件，保證了傳動零件的正確嚙合及箱體內零件的良好的潤滑和可靠的密封。設計鑄造箱體結構是應考慮箱體的剛度、結構工藝性等幾個方面的要求。箱體尺寸主要按照經驗確定，減速器的主要尺寸如下：箱體壁厚： 箱蓋壁厚： mm10=mm101箱座的凸緣厚度： 箱蓋的凸緣厚度：mm15b =mm15b1=箱座底的凸緣厚度：mm25b2=地腳螺栓直徑： 地腳螺栓個數mm18df=6n =軸承旁聯(lián)接螺栓直徑：mm14d1=箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑：mm10d2=軸承端蓋螺釘直徑：mm8d3=檢查孔蓋螺釘直徑：mm8d4=箱蓋的肋板厚度為： mm10m1=箱蓋的肋板厚度為：mm9m2=大齒輪頂圓與箱體內壁間的距離：mm121=齒輪端面與箱體內壁間的距離：mm122=32 箱體附件設計3.2.1 箱體附件的設計為了檢查傳動件嚙合情況、注油、排氣、指示油面、通氣、加工及裝配時的定位、拆卸和吊運，需要在減速器上安裝以下附件。3.2.2 窺視孔和窺視孔蓋窺視孔是為了觀察運動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)，潤滑油也可以由此注入。為了便于觀察和注油，一般將窺視孔開在嚙合區(qū)的箱蓋頂部。窺視孔平時用蓋板蓋住，稱為窺視孔蓋。窺視孔蓋底部墊有耐油橡膠板，防止漏油。3.2.3 通氣器由于傳動