机械设计一级减速器课程设计.doc

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计算过程及计算说明 一、传动方案的拟定 （1）工作条件： a)使用寿命：使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年； b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃； c)动力来源：三相交流电，电压380/220V; d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。 （2）原始数据：运输带工作拉力,运输带工作速度V=1.2m/s（允许带速误差5%）,滚筒直径。滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）。 方案拟定： 采用V带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 二、电动机的选择 2.1电动机类型的选择 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。 2.2选择电动机的容量 由式Pd=和得 由电动机至运输带的总效率为 式中：、、、、分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率 取=0.96，=0.98(滚子轴承），=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），=0.99（齿轮联轴器），则 所以 2.3确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为=2∽4，一级斜齿轮减速器传动比=3∽6，则总传动比合理范围为∽24，故电动机转速的可选范围为 ∽2457.32=343.92∽1375.68r/min 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min 综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示： 方案 电动机型号 额定功率 kW 电动机转速r/min 电动机质 量 Kg 同步转速 满载转速 1 Y160M-4 11 1500 1460 123 2 Y160L-6 11 1000 970 147 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min。 2.4确定电动机的型号 根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。 其主要性能：额定功率：11kW,满载转速970r/min。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 （1）总传动比： （2）分配传动比： 式中，、分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=3.2（V带传动取2∽4比较合理） 则减速器的传动比为： 四、计算传动装置的运动参数和动力参数 4.1各轴转速 Ⅰ轴 r/min Ⅱ轴 卷筒轴 4.2各轴输入功率 Ⅰ轴 PⅠ= Ⅱ轴 PⅡ=PⅠPⅠ 卷筒轴 P卷=PⅡ PⅡ Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出功率为 PⅠ′= PⅠ0.98=8.830.98=8.65kW Ⅱ轴的输出功率为 PⅡ′= PⅡ0.98=8.390.98=8.22Kw 4.3各轴输入转矩 电动机输出转矩： 各轴输入转矩 Ⅰ轴 TⅠ= Ⅱ轴 卷筒轴 Ⅰ、Ⅱ 轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即 Ⅰ轴的输出转矩 Ⅱ轴的输出转矩 运动和动力参数计算结果如下表所示 轴 名 功率P （Kw） 转矩T （N﹒m） 转速n r/min 传动比i 效 率 η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 9.2 90.58 970 3.2 0.96 Ⅰ轴 8.83 8.65 278.26 272.69 303.13 5.29 0.95 Ⅱ轴 8.39 8.22 1399.28 1371.29 57.36 1.00 0.97 卷筒轴 8.14 7.98 1357.58 1330.43 57.30 五、传动零件的设计计算 5.1带的传动设计： （1）计算功率Pc 由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数KA=1.2，故 (2)选取普通V带型号 根据，由《机械设计》图5.14确定选用B型。 （3）确定带轮基准直径D1和D2 由《机械设计》表5.6取D1=140mm，ε=1%，得 由表5.6取。 大带轮转速 其误差为1.4%<,故允许。 （4）验算带速v 在5～25m/s范围内，带速合适。 （5）确定带长和中心距a 初步选取中心距mm，取故 由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm。 实际中心距 （6）验算小带轮包角α1 >120。 合适 （7）确定V带根数Z 传动比 由《机械设计》表5.3查得 ,由表5.4查得 由表5.7查得,由表5.2查得 V带根数 取Z=5根。 （8）求作用在带轮轴上的压力FQ 由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m 单根V带的张紧力 作用在带轮轴上的压力为 5.2齿轮传动的设计计算 选定齿轮材料及精度等级及齿数 （a）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。 （b）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合， 小齿轮45SiMn表面淬火，HRC45～55 大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50 (c)确定许用应力（Mpa）--由《机械设计》图6.14、图6.15得 (d)由《机械设计》表6.5取 使用寿命 由《机械设计》图6.16曲线 ,由图6.17得, （e）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动） 工作转矩 确定载荷系数： 由《机械设计》表6.2 ;由7级齿轮精度取；由硬齿面取 ，则 取则 查《机械设计》图6.12，得;查表6.3得,，由表6.8 得 （f）确定中心距a 因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mm （g）选定模数、齿数和螺旋角 一般，，初选，则 则 由《机械设计》表6.7，取标准模数 则 取 由于，所以 取，则 齿数比 与i=5.29比，误差为0.8%，可用 则 （h）计算齿轮分度圆直径 小齿轮 ： 大齿轮： （i）齿轮宽度 按强度计算要求，取，则齿轮工作宽度 圆整为大齿轮的宽度 则小齿轮宽度 （j）接触疲劳强度的校核 故满足强度要求 (k)齿轮的圆周速度 由手册查得，选8级制造精度最合宜。 （f）归纳如下 螺旋角 中心距 a=190mm 模 数 齿数及传动比 分度圆直径 齿 宽 5.3轴的设计计算 两轴上的功率P、转数n和转矩 由前面的计算已知： PⅠ=8.83kW nⅠ=303.13r/min TⅠ=278.26Nm PⅡ=8.39kW nⅡ=57.30r/min TⅡ=1399.28Nm (a) 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径 作用在小齿轮周向力： 小齿轮的径向力： 小齿轮的轴向力： 带轮给轴I的载荷FQ: 带轮给轴I的转矩TI TI=278.26N.m 已知大齿轮的分度圆直径 大齿轮的周向力： 大齿轮径向力： 大齿轮的轴向力： 作用在联轴器端的转矩T： (b) 初步确定轴的最小直径 5.3.1 Ⅰ轴的设计及校核 （i）选取的轴的材料为45钢，调质处理 由《机械设计》表11.3选C=112 （ii）确定轴各段直径和长度 ①从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取，又带轮的宽B=(1.5～2)d1,即B=2d1=74mm,则第一段长度 ②左起第二段直径取 根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm. ③左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7009C型轴承，其尺寸为，那么该段的直径d3=45mm,长度为L3=40mm. ④左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=51mm,长度取L4=10mm ⑤左起第五段，因为齿轮分度圆直径为60.8mm<1.8倍轴的直径，故做成齿轮轴段，齿轮宽度为80mm，则此段的直径为d5=65.8mm,长度为L5=80mm ⑥左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 d4=51mm,长度取L6=10mm ⑦左起第七段，为滚动轴承安装出处，取轴径d7=45mm,长度为L7=40mm 综上: 轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm (iii)轴上零件的周向定位 V带与轴的周向定位采用平键联接，由轴右起第一段直径d1=37mm，查手册得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度系列为L=80mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证，此处选择的轴的直径尺寸公差为m6. (iv)确定轴上圆角和倒角尺寸 由《机械设计》表11.2查得，取轴右端倒角为，轴右起1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm，3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm， 5、6段圆角半径为2.0mm，6、7段圆角半径为2.0mm，轴左端倒角为 (v)轴上支反力 ①绘制轴受力简图（如图所示） 因两轴承对称布置，由手册查得30209型圆锥滚子轴承 所以 L=255mm （D为齿轮处轴直径） ②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示） 轴承支反力： 水平面支反力: 垂直面内支反力： …… …… ① 以轴承1作用点求矩： …………② 将数据代入①②得 根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为 按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图 根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca 所以 (其中α=0.6) 已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面） 则 （其中由《机械设计》表11.4查得） 故，安全 5.3.2 II轴的设计计算及校核 （i）选取轴的材料为45钢，调质处理 由《机械设计》表11.3查得C=112 （ii）确定轴各段直径和长度 ①联轴器的选择 为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取,则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m，半联轴器I的孔径，故取轴的右端第一段的直径为；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=142mm ②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=50mm ③右起第三段，该段有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7014C型轴承，其尺寸为,那么该段直径为d3=70mm,长度为L3=30mm ④右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取 d4=77mm，L4=10mm ⑤右起第五段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的 分度圆为319.1mm，为了便于齿轮的装拆与齿轮的配合，则d5=86mm，齿轮宽为 75mm，为了保证定位的可靠性，取轴的长度为73mm。 ⑥右起第六段，该段为齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径为d6=94mm，长度 取L6=10mm ⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径d7=70mm,长度L7=30mm 综上 轴的总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=345mm (iii)轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按齿轮处轴径d5=86mm，查手册得平键截面，键的长度系列为L=70mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，半联轴器与齿轮的联接，选用平键，长度系列L=100mm。半联轴器与轴的配合为，滚动轴承和轴的配合是借过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6. （iv）轴上圆角和倒角尺寸 由《机械设计》表11.2，取轴的右端倒角为，右端起1、2轴段圆角半径为2.0mm,2、3段圆角半径为2.0mm,3、4段圆角半径为2.5mm，4、5段圆角半径为2.5mm,5、6段圆角半径为2.5mm,6、7段圆角半径为2.5mm,左端倒角为 （v）轴上支反力及轴上强度校核 ①绘制轴受力简图（如图所示） 因两轴承对称布置，由手册查得7014C型角接触球轴承，其尺寸为 所以 L=123mm （D为齿轮处轴直径） ②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示） 轴承支反力： 水平面支反力: 垂直面内支反力： …… …… ① 以轴承1作用点求矩： …………② 将数据代入①②得 根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为 按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图 根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca (其中α=0.6) 已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面） 则 （其中由《机械设计》表11.4查得） 故，安全 六， 滚动轴承的选择及校核计算 6.1 I轴上滚动轴承选择及校核计算 (a)由前面计算知轴I上轴承型号为30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为 已知：nⅠ=303.13r/min 轴I的受力如下图所示： (b)根据已知条件，预计轴承的使用寿命为 （c）由手册查得， e=0.4 Y=1.5 由《机械设计》表8.6查得 (d)计算派生轴向力S1、S2 由《机械设计》表8.5查得圆锥滚子轴承当A/R>e时，y=0.4cotα 则由表8.7查得圆锥滚子轴承 （） 即 (e)计算轴承所受的轴向负荷 因为 并由轴承受力图分析知，右边轴承受紧，左边轴承被放松。由此可得 (f)计算当量动负荷 左边轴承 因为 所以 右边轴承 因为 所以 (g)计算轴承寿命 因为 ，故按左边轴承计算轴承的寿命 由圆锥滚子轴承得 所选轴承30209型圆锥滚子轴承合 6.2 II轴滚动轴承的选择及校核计 （a） 有前面的计算知II轴上滚动轴承的型号为7014C型，其尺寸为，只承受径向力。 已知II轴各参数为： （b）根据已知条件，轴承的使用寿命为 （c）由手册查得， 由《机械设计》表8.6查得 轴II的受力如图所示 则 (d)计算派生轴向力S1、S2 由《机械设计》表8.7查得70000C型轴承的派生轴向力为S=0.5R，则可求得轴承派生轴向力为 (e)计算轴承所受的轴向负荷 (f) 计算当量动负荷 轴承1 由《机械设计》表8.5，用线性插值法可求得： 由e1查《机械设计》表8.5，用线性插值法求得： 轴承2 由《机械设计》表8.5，用线性插值法查得， 由e2查表8.5，并用线性插值法求得： （g）轴承寿命计算 因P2>P1，故按右边轴承的计算寿命（） 故选轴承合格 七， 键的选择及校核 7.1 I轴： 带轮与轴用平键联接，其型号为 ，长度系列L=80mm 键的工作长度： 根据《机械设计》表3.1，由轴和齿轮的材料，选取 故,满足挤压强度条件 7.2 II轴： （i）齿轮与轴用平键联接，其型号为 长度系列L=70mm 键的工作长度 故,满足强度挤压要求 (ii)联轴器与齿轮的联接用平键联接，其型号为 ，长度系列L=100mm 键的工作长度为： 则 满足强度挤压要求。 八， 密封与润滑的设计 8.1 密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄露间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可存储润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 8.2 润滑 齿轮的圆周速度 <12m/s 所以采用油润滑 九， 联轴器的设计 （1）由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器 （2）为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取,则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m，半联轴器I的孔径，故取轴的右端第一段的直径为；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=142mm 十，箱体的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制造，采用剖分式结构为了保证齿轮的配合质量，大端盖分机体采用配合。 1，机体有足够的刚度 在机体内加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2，考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件的速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅拌时沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应静创，其表面粗糙度为6.3 3，机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为8mm，圆角半径为5mm，机体外形简单，拔模方便 4，附件的设计 （1） 窥视孔和窥视孔盖 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上窥视孔与凸缘一块以便于加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 （2）油螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺栓堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，有机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封 （3）游标 游标位于便于观察减速器油面及油面稳定处 油齿安置的部位不能太低，以防油进入座孔而溢出 （4）通气孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内压力平衡 （5）位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 （6）吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。 附表 铸铁减速器的有关尺寸 名 称 符号 减速器形式及尺寸关系 机盖壁厚 8 机盖壁厚 δ2 8 机座凸缘厚度 12 机盖凸缘厚度 12 机座底凸缘厚 20 地脚螺钉直径 M16 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁螺栓直径 16 盖、座联接螺栓直径 16 联接螺栓的间距 l 150 轴承端盖螺钉直径 M8 窥视孔盖螺钉直径 M8 定位销直径 10 、、 至外机壁的距离 24、20、18 、至凸缘 边缘的距离 22、16 轴承旁凸台半径 14 轴承旁凸台高度 h 外机壁至轴承座 端面的距离 48 齿顶圆至内机壁 的距离 18 齿轮端面至内机壁 的距离 12 机盖、机座肋厚 m1=8,m=8 轴承端盖外径 129,154 轴承端盖凸缘厚度 t 9 轴承旁螺栓距离 s 课程设计总结 每一届的课程设计都在大三下学期，在这将近半个月的课程设计中，我们学到了很多。三年的专业学习，在课程设计中我们把这三年累计下来的知识或多或少的展现在我们的课程设计中。也许在大学三年中，曾经我们迷茫过，不知道自己毕业以后还是否会从事 本专业的工作，曾经的学习也不知道我们所上的每一门课程和我们专业有多大的联系，不知道其用途所在，往往在学习的时候抱着强迫性心理，既然学校给我们安排了这门课程，我们就学，很被动，当我们在做课程设计的时候，我们发现我们所学的大多数课程都能在我们的课程设计中或多或少的体现，在课程设计中主要的参考书籍除了专门的有关课程设计的手册、图册、指导书外，我们还用到了我们以前学到的课本知识，《互换性与技术测量》、《机械设计》、《画法几何及机械制图》。 课程设计刚开始的时候我迷茫过，看着减速器的外形和不知道内部结构的减速器，不知道该如何下手，不知道这样的一次作业能否如期完成。不断地查阅资料和看课程设计指导书，才慢慢的开始下手，按着书上所给的步骤一步步操作，在确定传动比和选电动机、带型时觉得还可以，没花多久时间，做完以后也觉得蛮有成就感。当在后面做齿轮部分及后面部分发现很多问题，考虑的问题也很多，参考的资料也不仅仅局限在指导书上了。首先采用的直齿传动方案，在做到比较后面的时候发现斜齿轮传动更稳定，又不得不改方案，采用斜齿轮，齿轮部分做完后就涉及到轴的设计、键、滚动轴承的设计，在这一块中我发现是比较难的，轴的设计得考虑它与什么零件联接、该采用什么样的联接，各部分的尺寸，在尺寸确定后还要校核是否能承受先前算出来的强度、载荷要求，同时还要考虑轴上键的选择及其强度的校核，和滚动轴承的类型选择和校核，如果有部分尺寸没有选好、相关零件的型号没选好，没能满足强度要求，就有可能修改轴、滚动轴承、键三者的参数值。在轴这块做完后就得根据减速器本身的结构和自己设计的齿轮、轴、键、滚动轴承确定减速器主要部分的尺寸值。把说明书写完后接着就是画装配图和零件图。 在这次课程设计中自己确实收获不少，了解了减速器的结构以及设计机械的大致步骤，也更加熟悉了画图软件AutoCAD的操作，把以前所学的知识又稍微温故了下，对机械这个专业有了一个知识层面的进一步了解，同时对我们在一年后的毕业设计和我们以后的工作都有一定的帮助。 参考文献 1 龚溎义等主编.机械设计课程设计指导书（第二版）.高等教育出版社，1990 2 吴宗泽等主编.机械设计课程设计手册（第3版）.北京.高等教育出版社，2006 3 杨明忠、朱家诚等主编.机械设计.武汉.武汉理工大学，2001 4 廖念钊、莫雨松等主编.互换性与技术测量（第五版）.北京.中国计量出版社.2010 5 吴克坚等主编.机械原理（第七版）.高等教育出版.1996