广西科技大学机械设计课程设计6.docx

机械设计课程设计计算说明书题 目 分流式二级圆柱齿轮减速器 院 系 汽车与交通学院 班 级 车辆121 学 号 2012002050 姓 名 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书1. 已知条件1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2） 使用折旧期：8年3） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4） 动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V;5） 运输带速度允许误差：±5；6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2. 设计数据题号5运输带工作拉力F/N :2600运输带工作速度V（m/s）：1.1卷筒直径D (mm)：2203. 传动方案二级分流式圆柱齿轮减速器 4. 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图装配图1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 二系统总体方案设计输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机卷筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=38400hF=2600NV=1.1m/sD=220mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量=60×1000V/D=95.4958r/min1）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿承的效率，是滚筒的效率，齿轮的效率，=0.9925，=0.97，=0.99 ， =0.96 ， 4=0.97 有齿轮联轴器各2对，轴承4对，卷筒1个. 总= 0.8547 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=fv/(1000*0.8547)=3.3462 kw 所以选择电动机的额定功率=4 kw 3、 选择电动机的转速 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动传动比为i总=i1*i2=n/n0=1440/95.493=15.0796 所以i1=i2=3.88325 4电动机的选择及技术参数 综合经济型及材料的考虑，选择电动机型号:Y122M-4 满载转速nm：1440r/min 额定功率:4kW四总传动比确定及各级传动比分配1 计算总传动比满载转速nm=1440 r / min；总传动比i=nm /=1440/95.493=15.0796 2 分配各级传动比 高速级的圆柱传动比高速级的圆柱齿轮传动比，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =3.88325 =3.3462kw=95.4958r/min=0.8547=4kw电动机型号为Y满载转速nm：1440r/min额定功率：4kWi=15.0796= 3.88325 =3.88325五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速从电动机到工作机有三轴，分别为高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴。 n= nm =1440 r/min n = n/i1=370.8233r/min n= n /i2=95.493 r/min解得卷筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2计算各轴输入功率 PI=3.3462×0.9925=3.3211kw PII=P1×0.99×0.97 kw=3.189kw PIII=3.189×0.99×0.97 kw=3.062kw3各轴转矩 =22.025 =82.134 =306.29 轴的运动及动力参数项目电动机高速级轴I中间轴II低速级轴III转速（r/min）14401440370.823395.493功率（kw）3.34623.32113.1893.062转矩()22.191822.02582.134306.29六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 1）选择材料、精度及参数 a.，选用斜齿圆柱齿轮传动 b. 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度 c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为250 HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为220 HBS，二者的硬度差为30HBS。 d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=3.88325×20=78=3.88325 e .初选螺旋角=15° f .选取齿宽系数：=12）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.3 b. 分流式小齿轮传递的转矩=TI/2=11100m c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.421 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d.由（10-21）计算： e. 许用接触应力=561.2MPa，=559MPa 则=（+）/2 =560MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =3.31776×10 9 N2=N1/3.88325=8.5437.7*10 8 2） 计算3 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 所以=22.705 mm b. 计算圆周速度 =1.77119m/S c. 计算齿宽b及模数 b=17.829 =cos/=1.2837mm h =2.25=1.937 b/h=9.202 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =1.7058 e. 计算载荷系数K 使用系数=1.3，根据=1.77119m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.3 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 KHB = 1.330 查图表（P198图10-13）得=1.28 由式 得载荷系数=1.89952 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式= 26.279 g. 计算模数 =cos/=1.28368 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.89952. 根据纵向重合度=2.22查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.711b. 计算当量齿数1= 26.579 c. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.653 ，=2.16d. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.57 ，=1.77e. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.9 ，=0.95 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=370 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=385 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=237.857 MPa =0.88×380/1.4 MPa=261.25 MPaf. 计算大小齿轮的并加以比较 =0.0175 =0.00993小齿轮的数值大2） 设计计算 =0.977 mm 由以上计算结果，取=1.5，按接触疲劳强度得的分度圆直径=38 mm计算应有的齿数=38×cos15/1.5=24.47取=25 ，则=3.88325×25=97 （4） 几何尺寸计算1） 计算中心距a 1 =94.73 将中心距圆整为95mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =28×2/cos 15.601=38.9344 =118×1.5/ cos15.601=151.0656mm4） 计算齿轮宽度 =1.0×39+5mm=44mm圆整后取b1=44mm ，b2=39mm5） 结构设计小，大齿轮都采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用8级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：45钢（调质表面淬火），硬度为250HBS 大齿轮：45钢（调质表面淬火），硬度为220HBS d. 初选小齿轮齿数=23 ，=23×3.88325=89 e. 选取齿宽系数=1.0（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩T2=82130c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=610MPa ，=570MPae. 由式确定应力循环次数=8.544*10 8=2.2*10 8f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.93 ，=0.98g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.93×610MPa=567.3MPa =0.98×570MPa=559MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=541MPa得 =52.42mm b. 计算圆周速度 =1.0177m/s c. 计算齿宽 =38.657 d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=2.443 齿高=3.781 则/=10.22 e. 计算载荷系数 根据=0.94 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.08 ，直齿轮=1.1 ，由=1.0和=38.657 mm ，根据式得=1.348 由/=10.22和=1.348查图表（P图10-13）得=1.352 故根据式得=1.601424 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=56.191 mm g. 计算模数 =108.44/25mm=1.853 mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=370MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=385MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.95，=0.98c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 0.95×370/1.4MPa=251.07MPa =0.98×385/1.4MPa=269.5MPad. 计算载荷系数。由式得=1.6014e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.42 =2.17f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.66 ，=1.82g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.017 =0.0144 小齿轮的数值大2） 设计计算 =1.851由以上计算结果，取模数=2mm。按分度圆直径=58mm计算应有的齿数得=28.095取=29 ，则=113（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=142mm2） 计算分度圆直径 58mm 226mm3） 计算齿轮宽度 =58 取=63mm ，=58mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 高速轴的设计已知=3.189kw ，=730.82r/min ，=22.025 1. 求作用在齿轮上的力 =726.8N Fr3=1518 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质表面淬火处理。 13.47，取15mmd 2=20.897mm,圆整25，d3=32.4 =185.211 根据=185.211及电动机轴径D=14mm，查标准GB4323-84，选用LX1型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直2 轴的结构设计零件图另外手绘n =1440r/minn =370.8233r/minn =95.493 r/ min=3.3211kw3.189kw=3.062kwTI=22.025N.mTII=82.134N.mTIII=306.29N.m=15°=1=1.3 T1=11100N.mm=2.421=561.2MPa，=559MPa=560MPaN1=3.3177*10 9 8.5437.7*V1=1.77119m/s=b=17.829 mm= 1.2837 mmh=1.937mmb/h=9.202=1.7058 =1.3=1.12=1.4 KHB=1.330=1.28=1.88952 =26.579 =1.2836mm=1.899=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.9=0.95370Mpa =385MPa=237.857 Mpa=261.25 MPa=0.0175=0.00993=1.5259795mm38.9344 mm151.065644mmb 2=39mmb=397级精度（GB10095-85）小齿轮：45钢（调质表面淬火）250HBS大齿轮：45钢（调质表面淬火）220HBS；=23Z4=89=1.0=1.382130=189.8=610Mpa=570MPa8.544×N4=2.2×=0.93=0.98=567.3Mpa =559MPaV3=1.017738.657mm=2.443=1.08=1.348=1.352=1.601424 56.191 mm1.853mm=370Mpa=385Mpa=0.95=0.98 =1.4251.07MPa269.5Mpa=2.72 =2.21 =1.58 ，=1.76=0.017 =0.0144 m 2=1.85158mm226mmb 3=63 mmb 4=58mm2553.02N958.04 N640.69 N13.4mm（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据D2=20.897mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承7005AC，其尺寸为d×D×B=25mm×47mm×12mm，L=231mm ，故D1=13.47,故选7002AC的深沟球轴承,，d×D×B=15mm×32mm×9mm,L=306mm2） D3=32.4,故选用7007AC的深沟球轴承，d×D×B=35mm×62mm×14mm，L=341mm.取小齿轮距箱体内壁的距离为=15mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=15mm，滚动轴承端面距箱体内壁=8mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=15 =mm，=30mm 查图表（P表6-1）选用键=5mm×5mm×32mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（II轴）的设计 已知P11=3.189 kw，T11 =82.134 ，N11 =370.8233r/min 初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=110 ，于是得1，低速轴校核 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承7007AC，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图可以看出Ft作用处是危险截面，L=108.5mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 载荷水平面H垂直面V支反力F726.8N =1518.49N总弯矩M=180468扭矩TT=306290 5. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =20.89MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=45MPa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=9600h1输入轴承的选择与计算由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承7002AC，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2545.98 N，Ft=1138,x1=1,y=0，=3 ，转速n=1440r/min,C=5950N ）验算轴承寿命 Lh=10012.79h>=9600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承7002AC2轴II上的轴承选择与计算由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承7005AC，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=652.2 N，Ft=219,x1=1,y=0，=3 ，转速n=370.82r/min, C=11200N 验算轴承寿命 Lh=594174.8h>=9600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承7005AC 故所选用轴承满足寿命要求。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承7007AC，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=6778，=0，=3 ，转速n=95.493/min, C=18500N验算轴承寿命 Lh=182824.05h>=9600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承7007AC九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键b*h=5*5,L=40mm，T1=22,025 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=50MPa。由式可得 =12.236MPa<=50MPa 可见连接的强度足够.2齿轮2（2）与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键b*h=8*7,L=36mm 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=50MPa由式可得 =21.125MPa<=50MPa 可见连接的强度足够.3齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键 b*h=10*8,L=50mm,采用双键。 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=50MPa由式可得 =30.79MPa<=50MPa 可见连接的强度足够， 4联轴器与轴I的键连接1输入轴（轴I）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）LX1250850014270.0022输出轴（轴III）的联轴器的选择 根据轴III的设计，选用LX3型弹性柱销联轴器（45钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL31250470032600.026总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。结构设计在设计工作中一般占较大的比重。第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。因此也体现了创新的思想。这次设计的分流式二级圆柱齿轮减速器通过采用配对的斜齿轮，既具有人字齿重合度大，运转平稳，无轴向力的优点，又免去了人字齿加工较复杂的缺点，因此是一种比较理想的传动方案，该方案的传动特点是齿轮相对于轴承对称布