機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計(二級減速器)

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1、 設(shè)計任務(wù)書：1.設(shè)計要求：設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置。運(yùn)輸機(jī)工作有輕微振動，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空載啟動，使用限期8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，輸送帶速度允差為5%。其中減速器由一般規(guī)模小型批量生產(chǎn)。2.設(shè)計內(nèi)容及工作量：1、 確定傳動裝置的類型，畫出機(jī)械系統(tǒng)傳動簡圖。2、 選擇電動機(jī)，進(jìn)行傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算。3、 傳動裝置中的傳動零件設(shè)計計算。4、 繪制傳動裝置中減速器裝配圖一張（A1）。（手繪）5、 繪制減速器齒輪及軸的零件圖各一張（A4）。（計算機(jī)繪制）6、 編寫設(shè)計計算說明書一份。完成以上工作后準(zhǔn)備機(jī)械設(shè)計部分的答辯。二、傳動方案擬定與分析:1、帶式輸送機(jī)由電動

2、機(jī)驅(qū)動。電動機(jī)通過連軸器將動力傳入減速器,再經(jīng)聯(lián)軸器將動力傳至輸送機(jī)滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓柱齒輪傳動。2、 采用閉式齒輪傳動，可以得到良好的潤滑與密封，更能適應(yīng)在鑄造車間繁重惡劣的條件下長期工作，且使用與維護(hù)方便。3、 綜上所訴，所采用的系統(tǒng)傳動方案如下圖所示：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器三、電動機(jī)的選擇1、類型選擇電動機(jī)的類型根據(jù)動力源和工作條件,選用Y系列封閉式三相異步電動機(jī)。原始數(shù)據(jù)題號B7 F2運(yùn)送帶工作拉力F/N2200 1000運(yùn)輸帶工作

3、速度v/(m/s)1.6 1.35卷筒直徑D/mm450 3102、功率選擇 (1) 確定電動機(jī)效率Pw 按下試計算 式中Fw=1000N V=1.35m/s 工作裝置的效率考慮帶.卷筒器及其軸承的效率,還有數(shù)據(jù)選擇和其他誤差的情況，因此取 代入上試得 (2) 確定電動機(jī)的型號根據(jù)電動機(jī)的輸出功率功率 式中為電動機(jī)軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由式 由表2-4可查得：聯(lián)軸器傳動效率；齒輪傳動效率（8級精度一般齒輪傳動）滾動軸承效率；則=0.9（考慮到誤差關(guān)系和計算方便問題）所以電動機(jī)所需工作功率為=考慮到誤差關(guān)系 P1.5kw按工作要求和工作條件查找【2】表2.1中選用Y112M1-6型號三相異步

4、電動機(jī)，其數(shù)據(jù)如下：電動機(jī)額定功率 P=2.2 kw ；同步轉(zhuǎn)速為1000；滿載轉(zhuǎn)速=940；電動機(jī)軸伸出端安裝長度為80 mm ；電動機(jī)軸伸出端直徑為38 mm ；四、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比：1、總傳動比為 其中：為高速級傳動比；為低速級傳動比。運(yùn)輸機(jī)轉(zhuǎn)速： 總傳動比： 2.分配傳動比 3各軸傳動參數(shù) （1）各軸的轉(zhuǎn)速： 高速軸轉(zhuǎn)速: 中間軸轉(zhuǎn)速: 低速軸轉(zhuǎn)速: 卷筒轉(zhuǎn)速: （2）各軸的輸出功率：高速軸I 的輸入功率： 中間軸 II 的輸入功率： 低速軸 III 的輸入功率： 卷筒的輸入功率： (3) 各軸轉(zhuǎn)矩：高速軸輸入轉(zhuǎn)矩： 中間軸輸入轉(zhuǎn)矩： 低速軸輸入轉(zhuǎn)矩： 卷筒輸入轉(zhuǎn)

5、矩：由以上數(shù)據(jù)得各軸運(yùn)動及動力參數(shù)表：軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速電機(jī)軸439.7929601軸3.9639.3949602軸3.84160.746228.1373軸3.73529.75967.241卷筒軸3.61512.71567.241五、傳動零件設(shè)計計算（齒輪）一. 高速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機(jī)械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40H

6、BS。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取1). 按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計1. 設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，即 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機(jī)械設(shè)計選取齒寬系數(shù)。4.由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7.由機(jī)械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=12>.設(shè)計計算1.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較

7、小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) 齒高 3.計算載荷系數(shù)查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得7級精度查機(jī)械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置由b/h=9.331 由圖10-13得故載荷系數(shù) 4.校正分度圓直徑由機(jī)械設(shè)計5.計算齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，公式為1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機(jī)械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；2.由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系

8、數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得4.計算載荷系數(shù)K5.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、由機(jī)械設(shè)計表查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.358并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=43.668mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪 取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。2

9、>.集合尺寸設(shè)計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu)大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下：軸孔直徑43mm 輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 輪緣厚度 板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取齒輪工作圖如下圖所示二. 低速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機(jī)械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（

10、調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù) 取2). 按齒輪面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1. 設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 2. 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，即 1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1.試選載荷系數(shù)。2.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機(jī)械設(shè)計選取齒寬系數(shù)。4.由機(jī)械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。5.由機(jī)械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7.由機(jī)械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)；。8.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=

11、1 2>.設(shè)計計算1. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2.計算圓周速度。 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h3.計算載荷系數(shù) 查表10-2得使用系數(shù)=1.0;根據(jù)、由圖10-8得動載系數(shù) 直齒輪；由表10-2查的使用系數(shù)查表10-4用插值法得7級精度查機(jī)械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置由b/h=9.33 由圖10-13得故載荷系數(shù) 4.校正分度圓直徑 由機(jī)械設(shè)計，5.計算齒輪傳動的幾何尺寸1.計算模數(shù) 2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計，公式為 1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.由機(jī)械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；2.由機(jī)械設(shè)計圖10-18取彎曲疲

12、勞壽命系數(shù)，3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù),得 4.計算載荷系數(shù)K5.查取齒形系數(shù)、和應(yīng)力修正系數(shù)、由機(jī)械設(shè)計表查得；6.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪大7.設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強(qiáng)度計算的魔術(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.22并就進(jìn)圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2.5mm 接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑=70.626mm，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪 取這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞

13、強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。2>.集合尺寸設(shè)計1.計算分圓周直徑、 2.計算中心距 3.計算齒輪寬度 取，。3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪采用實(shí)心打孔式結(jié)構(gòu) 大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下：軸孔直徑48mm 輪轂長度 與齒寬相等輪轂長度 與齒寬相等 輪轂直徑 取輪緣厚度 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑齒輪倒角 取齒輪傳動參數(shù)表名稱符號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm125160傳動比i4.673.59模數(shù)mmm22.5壓力角º2020齒數(shù)Z22210328100分度圓直徑dmm44206670250齒頂圓直徑damm48210

14、75255齒根圓直徑dfmm3920163.75243.75齒寬bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS280240280240七、減速器裝配草圖設(shè)計1.鍵聯(lián)接選擇及校核1.鍵類型的選擇選擇45號鋼，其許用擠壓應(yīng)力=1501軸左端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為32mm，軸段長56mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(A型)鍵b=8mm,h=7mm,L=45mm2軸軸段長為73mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=12mm,h=8mm,L=63mm軸段長為43mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵b=

15、12mm,h=8mm,L=35mm3軸軸段長為68mm，軸徑為48mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A型）鍵b=14mm,h=9mm,L=58mm右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為38mm，軸段長78mm，所以選擇單圓頭普通平鍵(A型)鍵b=10mm,h=8mm,L=69mm2.鍵類型的校核1軸T=23.94N.m ，則強(qiáng)度足夠， 合格2軸T=103.60N.m ， 則強(qiáng)度足夠， 合格3軸T=360.25N.m ，則強(qiáng)度足夠， 合格,均在許用范圍內(nèi)。2.軸的選用以及校核軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及選用1.初選軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，熱處理為正火回火。 <取C=110，=3040>1軸 ，

16、考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取d1=302軸 ，取d2=353軸 ,取d3=382.初選軸承1軸選軸承為302072軸選軸承為302073軸選軸承為30208各軸承參數(shù)見下表：軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷Cor30207357217426254.263.530208408018476963.074.03.確定軸上零件的位置和固定方式1軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用圓錐滾子軸承承載，一軸端連接電動機(jī)，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。2軸：高速級采用實(shí)心齒輪，采用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，低速級用自由鍛造齒輪，自由鍛造齒輪上

17、端用軸肩固定，下端用套筒固定，使用圓錐滾子軸承承載。3軸：采用自由鍛造齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使用圓錐滾子軸承承載，下端連接運(yùn)輸帶，采用凸緣聯(lián)軸器連接。軸的校核計算1. 1軸強(qiáng)度校核1 1). 高速軸的強(qiáng)度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得抗拉強(qiáng)度=735Mpa2）.計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力徑向力3）.計算彎矩水平面內(nèi)的彎矩：垂直面內(nèi)的彎矩：故 取=0.6， 計算軸上最大應(yīng)力值： 故高速軸安全，合格。彎矩圖如下：2 1). 低速軸的強(qiáng)度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得抗拉強(qiáng)度=735Mpa

18、2）.計算齒輪上受力（受力如圖所示） 切向力徑向力3）.計算彎矩水平面內(nèi)的彎矩：垂直面內(nèi)的彎矩：故 取=0.6， 計算軸上最大應(yīng)力值： 故低速軸安全，合格。彎矩圖如下：中間軸的校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果合格。滾動軸承的選擇及壽命校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承軸30207兩個，軸30207兩個，軸選用30208兩個 (GB/T297-1994) 壽命計算：軸 1.查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30207 2.查機(jī)械設(shè)計得 X=1, Y=03.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷：4.已知預(yù)期得壽命 10年，兩班制基本額定動載荷所以軸承30207安全，合格軸 1.查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30208 2.查機(jī)械設(shè)計得 X=1, Y=03.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 在水平面內(nèi)軸承所受得載荷 所以軸承所受得總載荷由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷：4.已知預(yù)期得壽命