毕业设计的完整稿.doc

正文一、传动方案拟定1、工作条件：载荷有中等冲击，单项运转，齿轮相对于轴承为对称布置，工作寿命为12年，单班制工作。2、原始数据：传递功率为p=50kw ，小齿轮转速n1=750 r/min，传动比i=41.1电动机选择1.1.1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）1.1.2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×4齿轮轴承×齿轮×联轴器=0.85(2) 电机所需的工作功率：P d =FV/1000总=1100×1.5/1000×0.85=1.94KW1.1.3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.5/×250=114.65r/min按课程设计任务书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=24。取V带传动比I0=24，则总传动比理时范围为Ia=416。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（416）×114.65=458.61834.4r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表939查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）同步转速满载转速1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y132M-47.5150014401.1.4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方3-比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132M-4，额定功率为Ped =7.5KW，满载转速n电动=1440r/min1.2计算总传动比及分配各级的传动比1.2.1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/114.65=12.561.2.2、分配各级传动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2）i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=12.56/6=2.0931.3运动参数及动力参数计算1.3.1、计算各轴转速（r/min）nI=n电动/ i带=1440/2.093=688r/minnII=nI/ i齿轮=688/6=114.7r/min1.3.2、计算各轴的功率（KW）PI=Pd×带=1.94×0.96=1.8624kwPII=PI×齿轮轴承×齿轮=1.8624×0.98×0.96=1.752kw1.3.3、计算各轴扭矩（N·mm）Td = 9550×Pd / n电动=9550×1.94×1000/1440=12865.97N.mmTI=9550×PI/nI=9550×1.8624×1000/688=25851.63N.mmTII=9550×PII/nII=9550×1.752×1000/114.7=N.mm二、标准直齿圆柱齿轮传动设计计算2.1传动零件的设计计算2.1.1、选择齿轮材料及精度等级和齿数   考虑减速器传递功率不大，按课本P191表10-1及10-4选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用20Cr钢，表面淬火，齿面硬度为56-62HRC。大齿轮选用40Cr钢，表面淬火，齿面硬度50-55HRC；一般齿轮传动，选用8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=17。则大齿轮齿数：Z2= i齿Z1=4×17=68.2.1.2、按齿根弯曲疲劳强度设计  由课本P216式（10-17）mn12.4 (kT1/dZ12 ×YFS/ FP) 1/3 确定有关参数如下：载荷系数k 由课本P196   取k=1.4初选螺旋角=14°小齿轮传递扭矩T1  T1=9549×P1/n1= N.mm由教材表10-7   取齿宽系数d=0.8齿根弯曲疲劳极限Flim，由课本P207图10-20查得：Flim1=920Mpa     Flim2=750Mpa许用弯曲应力FPFP1=1.4Flim1=657.14Mpa   FP2=1.4Flim2=535.71Mpa计算当量齿数Zv   Zv1=Z1/cos3=18.6   Zv2=Z2/cos3=74.4复合齿形系数YFS ：YFS1=1500 Mpa， YFS2=1220 MpaYFS1/ FP1= 1363.6 Mpa   YFS2/ FP2=1186.7 Mpa计算法面模数得：mn12.4 (kT1/dZ12 ×YFS/ FP) 1/3 =3.492mm按机械设计手册，取mn=4mm2.1.3、确定齿轮传动主要参数及几何尺寸计算中心距：a=mt（Z1Z2）/ 2= mn（Z1Z2）/ 2 cos=175.20mm圆整a=175mm精确计算螺旋角   =arccos mn（Z1Z2）/2a=13°计算分度圆直径d1=mtZ1= mn Z1 /  cos=70mmd2= mtZ2= mn Z2 /  cos=280mm计算齿宽    b2=b=d×d1=   65mm         b1=b2+（510）mm=70mm轮齿的受力分析： Ft=2T1/d1 Fr=Ft tann/cos Fa=Ft tan Fn=Ft/cosncos验算齿轮圆周速度  V齿=d1n1/60×1000=2.75m/s由课本P197表10-4选齿轮传动精度等级8级合宜2.1.4、校核齿面接触疲劳强度  由课本P201式（10-6）得  H=20.8×103E kT1/bd12×（i齿1/ i齿）1/2HP确定有关参数和系数传动尺寸影响系数E           查机械设计手册  E=1齿轮接触疲劳极限Hlim   由课本P209图10-21查得：Hlim1=1500Mpa  Hlim2 =1220Mpa许用接触应力HPHP1= 0.9Hlim1 =1363.6Mpa  HP2= 0.9Hlim2 =1186.7Mpa 校核计算  H=20.8×103E kT1/bd12×（i齿1/ i齿）1/2=1125.3 Mpa 2.1.5皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P156页表8-7得Ka=1.2Pca=KaPd=1.2×1.94=2.328KW由图8-11得：应选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由表8-6，8-8得，小带轮基准直径为（dd）min=50mm 取dd1=90mm>50mmdd2=n1/n2*dd1=3*90=270mm根据表8-8取整为dd2=280mm（3）验算带速V 由V=dd1n1/60×1000=6.79m/s 因为5m/s<V<30m/s故带速合适（4） 确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)得259<a0<740初始中心距ao=500mm基准长度为；Ld0=2ao+/2(da1+da2)+(da2-da1)/4ao=1599.24mm由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm实际中心距a=ao+(Ld-Lo)/2=500.38mm中心距范围：amin=476mm amax=548mm (5) 确定V带的中心距a和基准长度Lda1=180°-（dd2-dd1）57.5°/a=158°>90°(6)计算带的根数2.2轴的设计计算1、输入轴的设计计算1.1选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用20Cr钢，硬度56-62HRC，弯曲疲劳强度-1=1.12x109Mpa。-1= 2.8x108Mpa2、估算轴的基本直径根据机械设计手册，取A=110dA (PI/ n1)1/3=41.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=41.4×(1+5%)mm=43.5mm由机械设计手册选d1=45mm2.2输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用40Cr钢，硬50-55Cr度，弯曲疲劳强度-1=657.14Mpa。-1=535.71 Mpa2、估算轴的基本直径根据机械设计手册，取A=105dA (P/ n)1/3=41.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d2=41.4mm×(1+5%)mm=43.5mm由机械设计手册选d2=45mm2.3滚动轴承的选择根据条件，轴承预计寿命L=5×365×24=43800小时（1）输入轴轴承的选择由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=2.5，温度系数ft=120已知轴颈d1=45，转速n1=140r/min，初选7305B型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=40kN，基本额定静载荷Cor=40kN，e0=-0.25（2）、输出轴轴承的选择由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=2.75数ft=145已知轴颈d2=-50mm转速n2=-150r/min，初选7204B型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=-20kN，基本额定静载荷Cor=75kN，e0=0.3.2.4联轴器的选择已知输出轴轴径d2=70mm，P=125KW，n=20r/min。因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转矩较大，根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式凸缘联轴器，根据输出轴轴径，拟选YL7型凸缘联轴器，由课本P352公式计算扭矩为：KT=9550×P/n=89 N·m因Tn=1.2N·mTc=1.5N·m，所以选LX轴器，Tn=6300N·mTc=5000N·m，轴端直径42mm，采用内嵌套筒方式衔接输出轴（d1=40mm）。2.5轴的强度计算轴的结构设计 1轴上零件的定位，固定和装配  级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。2确定轴各段直径和长度工段：d2=70mm   长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取LX型L3型凸缘联轴器L1=2.5mm。h=（23）c    查机械设计手册，取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=70-+2×（13）×1.5=90.3mmd2=90mm初选用LX型角接触球轴承，其内径为40-mm,宽度为50mm。（转入输出轴轴承选择计算）  考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为35mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为36mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小35mm,故II段长：L2=25III段直径d3=d2+2h=32 L3=b2-2=40段直径d4= d3=d2+2h=45长度与右面的套筒相同，即L4=48mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由机械设计手册得安装尺寸da=42mm，该段直径应取：d5=25mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为55mm。段直径d6=44mm.  长度L6=79mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=52 N·m3按弯矩复合进行强度计算已知分度圆直径d2=25mm，TII=36N·mFt=30KN，Fr=50KNFa=38KN，Fn=43KN求径向力Fr351°=150N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2）水平面弯矩图（如 ）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=56N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=68 N·m(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)RVA= Fr/2FXd1/2 L=66NRVB = Fr/2-FXd1/2L=70N截面C左侧的弯矩为MVC1= RVA L/2=56 N·m截面C右侧的弯矩为MVC2= RVB L/2=75 N·m(4)绘制合成弯矩图（如图d）截面C左侧的合成弯矩为MC1=(MHC2+MVC12)1/2=58 N截面C右侧的合成弯矩为MC2=(MHC2+MVC22)1/2=68 N(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P1/n1）×106=68 N·m (6)按弯扭合成进行强度计算由机械设计手册 按脉动循环：=30d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=d3=35md该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核   轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。  截面有关系数： =0.1（属中碳钢）  =1（键槽中段处）  =1.523  K=2.906  K =2.145（由机械设计手册，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=20mm3   WT=2W=40mm3  S= 35 (由机械设计手册查得)  S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2SS =40,轴的强度满足要求。2.6轴承校核计算假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由斜齿齿轮受力分析公式可得：Ft=2000T1/d1=26NFr=Fttgat= Fttgan/cos=30NFX=Fttg=36N1）求两轴承的径向载荷R1、R2因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=45N2）求两轴承的轴向载荷A1、A2两轴承反向排列且满足FxS2S1，由课本公式得A1= FxS2                   S2= e0×R2A2= S2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得A/Cor=0.12，计算A1= FxS2=50N， A2= S2=60 N     A1/Cor=30，A2/Cor=20逼近： 用插值法求当A1/Cor=30时对应的e=1，取e0=2.5  A/Cor=20           A1/Cor=30故取       e1=-1同理插值取 e2=1.5 A/Cor=3.5A2/Cor=303）计算轴承的当量动载荷P1、P2A1/R1=50由机械设计手册机械设计手册查得X1=20，Y1=30P1=fP（X1 R1Y1 A1）=23A2/R2=  查得X2=25Y2=35P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.51P2 取P= P1=4）计算轴承寿命Lh ，取=3（球轴承）得   Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=3.62.7键的选择与强度计算齿轮和轴材料均为钢，故取P=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=72mm,L1=80mm查课本P106表6-1得，选用B-型平键，得：b=25mm，h=36mm，键长范围L=29 mm。键长取L=L1（510）=36mm。键的工作长度l=Lb=16mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T1/dhl=25所选键为：V键2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=20 mm,L3=35mm查课本P106表6-1得，选用A型平键，得：b=36mm，h=52mm，键长范围L=68mm。键长取L=L（510）=58mm。键的工作长度l=Lb=69mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T1/dhl=所选键为：键V 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=69mm,L3=47 mm查课本P106表6-1得，选用N型平键，得：b=35mm，h=36mm，键长范围L=58mm。键长取L=L3（510）=-69mm。键的工作长度l=Lb=85mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T2/dhl=3.5所选键为：键V 4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=65mm,L1=79mm查课本P106表6-1得，选用M 型平键，得：b=78mm，h=89mm，键长范围L=69mm。键长取L=L1（510）=58mm。键的工作长度l=Lb=78mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T2/dhl=3.6所选键为：键M2.8减速器箱体设计由机械设计手册查得机座壁厚：=0.025a1=3.56=4mm机盖壁厚：1=3-mm机座凸缘厚度：b=1.5机盖凸缘厚度：b1=1.51机座底凸缘厚度：b2=2.5地脚螺钉直径：df=0.036a12=地脚螺钉数目：n=15轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =15机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=20连接螺栓d2的间距：l=2.3轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=5窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=8定位销直径： d=（0.70.8）d2=12轴承旁凸台半径：R1=C2=15凸台高度：h=画图时确定外机壁至轴承座端面距离：l1=C1C2（812）=13大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=12.4齿轮端面与内机壁距离：2=12.9机盖、机座肋厚：m10.851=3.6；m0.85=4.8mm轴承端盖外径：D1=d2（55.5）d3=20D2=d2（55.5）d3=30轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=2.5轴承旁边连接螺栓距离：sD2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准2.9减速器的润滑和密封1、齿轮的润滑V齿=1.439m/s12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为40mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=35mm。2、  滚动轴承的润滑采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘3、  润滑油的选择查表得，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN32润滑油。轴承选用ZL- 1号通用锂基润滑脂。4 密封方法（1）箱体与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法（2）观察孔和油孔德处接合面得密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封三、其他技术说明（略）窥视孔盖板 A=-mm， A1=-mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M20×1.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M16×1.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用8吊环 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构参考文献【1】、濮良贵 纪名刚主编 机械设计-北京：高等教育出版社， 2006【2】、宋宝玉主编 机械设计课程设计指导书 -北京：高等教育出版社， 2006【3】、刘鸿文 主编材料力学-北京：高等教育出版社，2004【4】、哈尔滨工业大学理论力学教研室 编理论力学-北京：高等教育出版社 ，2002.8 【5】、孙恒、陈作模主编机械原理-北京：高等教育出版社 ，2001【6】、哈尔滨工业大学机械设计课程设计图册-北京：高等教育出版社 ，1989【7】孙学强主编机械制造基础-北京：机械工业出版社，2008【8】钱可强主编机械制图-北京：高等教育出版社，2007结 论通过3周的一级斜齿圆柱齿轮减速器设计，觉得自己受益非浅。我学了很多平时在书本上学不到的东西。对机械传动的理解能力加深了，对各个零部件有机的结合有了深刻的认识。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东机械设计课程设计图册西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。感谢我的指导老师孙玉芹老师的无私帮助和同学之间的互助，当一份比较像样的课程设计完成的时候，我的内心无法用文字来表达。几天以来日日夜夜的计算与绘图和在电脑前编辑排版说明书，让我感觉做一个大学生原来也可以这么辛苦。但是，所有的这一切，都是值得的，他让我感觉大学是如此的充实。由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不断的在改进它，寻求新的突破，降低其成本，提高其效率，扩大其应用范围。为了更好的适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作效率低，速度慢的问题。基于这些方面，我们运用了功能强大的三维造型软件Pro-E对减速器的各个组成零件进行三维实体造型并进行装配，实现所设计的减速器在投产前的装配检验。通过实体造型和装配，检验并修正设计计算中可能出现的一些问题，使其布局更合理，使产品的设计更贴近生产实际，并能直接生成二维图纸，为我们节约了大量的时间。通过这次设计，我学到了很多知识，巩固了一些原来遗忘、疏忽的知识点；原来不理解、没掌握好的问题，也通过翻阅资料、请教老师，把它们都解决了。由于Pro/E是我的一个薄弱环节，因此在造型中遇到了许多难题。通过查阅资料，请教老师、同学，我都一一解决了。通过本次毕业设计，我体会到了团队的精神的重要性。同时，我也发现自己在本科阶段几年的学习过程中存在着很多不足，尤其是专业知识的应用方面，不能在实践中很好的运用。通过这次毕业设计，使自己有了一种新的感受和认识，相信自己在今后的工作和学习中将发挥的更好。由于本人未在生产实际中真正切切的接触过减速器及其零部件的设计生产，因此有些数据只是根据查阅资料获得，离实际应用可能有些出入。致谢 感谢我的导师孙玉芹老师，她严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；她循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。感谢我的孙玉芹老师，这片论文的每个实验细节和每个数据，都离不开你的细心指导。而你开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很快的融入我们这个新的实验室感谢我的室友们，从遥远的家来到这个陌生的城市里，是你们和我共同维系着彼此之间兄弟般的感情，维系着寝室那份家的融洽。四年了，仿佛就在昨天。四年里，我们没有红过脸，没有吵过嘴，没有发生上大学前所担心的任何不开心的事情。只是今后大家就难得再聚在一起吃每年元旦那顿饭了吧，没关系，各奔前程，大家珍重。但愿远赴他地的打家永远开心快乐，也愿离开我们寝室的所有兄弟们开开心心。我们在一起的日子，我会记一辈子的。 感谢我的爸爸妈妈，焉得谖草，言树之背，养育之恩，无以回报，你们永远健康快乐是我最大的心愿。 在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的感谢附录