《機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器.doc（32頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。
1、飛機總體設計機械設計課程設計計算說明書 設計題目 一級閉式圓柱齒輪減速器 學院 班 設計者 指導教師 2012年4月20日目錄第一章 前言第二章 課題題目及主要技術參數說明2.1 課題題目與設計要求2.2 主要技術參數說明第三章 減速器結構選擇及相關性能參數計算3.1 減速器結構3.2 電動機選擇3.3 傳動比分配3.4 動力運動參數計算第四章 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)4.1閉式齒輪傳動設計4.1.1閉式齒輪選材4.1.2閉式齒輪的設計計算與強度校核4.1.3閉式齒輪的結構設計數據4.2開式齒輪傳動4.2.1齒輪選材4.2.2齒輪的設計計算與強度校核第五章 軸的設計計算5.1高速軸
2、設計5.1.1高速軸的材料和熱處理的選擇5.1.2高速軸的設計計算與強度校核5.1.3高速軸的受力圖及彎矩圖5.2低速軸設計5.2.1低速軸的材料和熱處理的選擇5.2.2低速軸的設計計算與強度校核5.2.3低速軸的受力圖及彎矩圖第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核6.2 鍵的選擇計算及校核6.3 聯(lián)軸器的選擇第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結構尺寸計算 參考文獻第一章 前 言本說明書主要內容是進行一級閉式圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基
3、礎、畫法幾何與機械制圖、材料力學、加工工藝學等多門課程知識，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié)，也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)，主要體現在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關
4、技術資料的能力以及計算、繪圖數據處理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。第二章 課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目與設計要求2.1.1、課題題目帶式運輸機傳動裝置設計III。要求設計一級閉式圓柱齒輪減速器。2.1.2、設計要求（1）設計用于帶式運輸機的傳動裝置。（2）連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載起動，運輸帶允許誤差為5%。（3）使用期限為10年，小批量生產，兩班制工作。該裝置的參考圖見下：2.2 主要技術參數說明 運輸帶卷筒所需功率P=3.5kW，運輸帶卷筒工作轉速n=76r/min，卷筒中心高H=260 mm。第三章 減速器結構選
5、擇及相關性能參數計算 減速器的結構與性能介紹3.1結構形式3.2電動機選擇按照設計任務要求，本減速器采用水平剖分、封閉結構（1）運輸帶卷筒所需功率P卷筒=3.5Kw（2）從電動機到卷筒間各個運動副的總機械效率 =0.99 滾動軸承效率（一對）；=0.97 閉式齒輪傳動效率；=0.95 開式齒輪傳動效率；=0.99 聯(lián)軸器效率；所以：（3）電動機所需功率為： 查機械設計綜合課程設計附錄表Y系列電動機的技術數據，取電動機額定功率可見有四種Y系列三相異步電動機可用，分別為：Y132M-2、Y132M1-6、Y112M-4、Y160M1-8.兩級齒輪傳動比均取小于等于5，總傳動比,故電動機滿載轉速，查
6、表發(fā)現可選用Y132M1-6、Y112M-4、Y160M1-8三者參數比較如下：機械設計綜合課程設計P201表6-164型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）尺寸機械設計綜合課程設計P201表6-164電動機選用Y112M-4型Y132M1-64.010009602.02.0中Y112M-4150014402.22.2中Y160M1-87507202.02.0中綜合考慮總傳動比及尺寸大小，選取Y112M-4型3.3傳動比分配3.4動力運動參數計算運輸帶卷筒的轉速為： n=76r/min 所以： 取，則（1）轉速n =1440r/min =/=1440/5=288r/m
7、in =/=288/3.79=75.99r/min（）功率 （3）轉矩T = 444.26Nm 將上述數據列表如下：=5.0=3.79設計計算內容計算及說明結果及依據軸號功率P/kWn/(r/min)T(N.m)i03.954144026.223.914144025.9610.993.759288124.655.00.963.53575.99444.263.790.94第四章 齒輪的設計計算 齒輪的設計計算及結構說明4.1閉式齒輪傳動設計4.1.1閉式齒輪選材4.1.2閉式齒輪的設計計算與強度校核4.1.3閉式齒輪的結構設計數據：閉式齒輪選用：斜齒圓柱軟齒面齒輪（1）選擇材料及確定極限應力小齒
8、輪選用40Cr，調質處理，HB260 大齒輪選用45鋼，調制處理，HB240齒輪按 8等級精度制造由機械設計教材查得 （2） 初步估算小齒輪直徑d因采用閉式軟齒面穿的那個，按齒面接觸強度初步估算小齒輪分度圓直徑。由機械設計教材附錄B中表B-1，初取，查得，取K=1.4。由機械設計教材表2-14查得齒寬系數。初步計算許用接觸應力齒數比，輸入轉矩。代入公式，得，初?。海?）確定基本參數 校核圓周速度v和精度等級：，查機械設計教材表2-1，取8級精度合理。 初取齒數， 為使與互質，取，校核傳動比誤差為：，滿足要求。確定模數為,取，確定螺旋角小齒輪直徑為大齒輪直徑為初步齒寬為（4）校核齒面接觸疲勞強度
9、 1）計算齒面接觸應力 節(jié)點區(qū)域系數由圖2-18查得，非變位斜齒輪 彈性系數由表2-15查得， 重合度系數的計算公式由端面重合度和縱向重合度確定，其中： 端面重合度 由表2-5可得：代入端面重合度計算公式得：縱向重合度為：因為，故螺旋角系數使用系數由表2-7查得；動載荷系數由圖2-6查得；齒間載荷分配系數查表2-8，其中：，齒向載荷分布系數查表2-9，其中：對稱支承，調質齒輪精度等級8級齒面接觸應力為： 2）計算許用接觸應力接觸強度壽命系數由圖2-27查得總工作時間，應力循環(huán)次數，齒面工作硬化系數：接觸強度尺寸系數由表2-18查得：，潤滑油膜影響系數為：許用接觸應力公式為：代入數據得到：3）驗
10、算：，安全 （5）確定傳動主要尺寸中心距為：，圓整為a=120mm，由得：螺旋角，合理端面模數小齒輪直徑大齒輪直徑齒寬小齒輪當量齒數大齒輪當量齒數（6）齒根彎曲疲勞強度驗算1）計算齒根彎曲應力。使用系數、動載荷系數及齒間載荷分配系數同接觸疲勞強度校核：，齒向載荷分布系數由圖2-9查得。其中：b/h=40/（2.251）=17.8，查得齒形系數由圖2-20（非變位）查得：應力修正系數由圖2-21查得：重合度系數螺旋角系數查圖2-22得：齒根彎曲應力計算公式為：代入數據得到：2）計算許用彎曲應力。彎曲強度尺寸系數由圖2-33查得，彎曲強度壽命系數由圖2-32（應力循環(huán)次數同接觸疲勞強度校核）查得：
11、應力修正系數相對齒根圓角敏感及表面狀況系數為：許用齒根彎曲應力計算公式為：，代入數據得到：3）彎曲疲勞強度的校核：，合格（7）靜強度校核 因傳動無嚴重過載，故不作靜強度校核。其他計算從略。齒輪結構設計：齒頂圓直徑 齒全高h（c=0.25）齒厚S齒根高齒頂高齒根圓直徑由于小齒輪，可采用齒輪軸結構；大齒輪因為分度圓半徑較大采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的有關尺寸計算如下（需要根據后面軸的設計來確定大齒輪的詳細參數）：軸孔直徑=40mm輪轂直徑=1.6d=1.640=64 mm； 取=65 mm輪轂長度L =39 mm輪緣厚度=13mm輪緣內徑:=202.174-22.25-213=171.7mm
12、取腹板厚度c=0.3=0.339=11.7 mm； 取c=12 mm腹板中心孔直徑=0.5（+）=117.5mm腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（170-65）=26.25 mm；取=30mm齒輪倒角n=0.5 =0.5mm ,即倒角C0.5齒輪圓角r0.5c=6，即圓角R6機械設計教材P84圖224（a），P89圖2-30（a），P83表2-17機械設計教材P265表B-1 機械設計教材P75表2-14機械設計教材P53表2-1 =38= 191機械設計教材P76圖2-18，P77表2-15機械設計教材P56表2-5機械設計教材P61表2-7，P62圖2-6，P63表2-8，P65表2-
13、9機械設計教材P86圖2-27，P87表2-18a=120mm,機械設計教材P64圖2-9，P80圖2-20,P81圖2-21，P82圖2-22機械設計教材P91圖2-33，圖2-33齒輪強度校核安全。4.2開式齒輪傳動4.2.1齒輪選材4.2.2齒輪的設計計算與強度校核開式齒輪選用：直齒圓柱軟齒面齒輪小齒輪選用40Cr，調質處理，HB260 大齒輪選用45鋼，調制處理，HB240齒輪按 8等級精度制造由機械設計教材查得 （1） 確定各種參數齒輪按 8等級精度制造K=1.4 （2） 按齒輪彎曲強度設計計算取 =30 將數據代入設計計算式：，增大15%得：m1.951mm，取m=2mm小齒輪分度
14、圓直徑小齒輪齒寬（3） 確定大齒輪參數，為使，取校核傳動比誤差為：，滿足要求大齒輪分度圓直徑大齒輪齒寬（4） 傳動參數匯總小齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑傳動比傳動中心距因按照彎曲強度設計，足以保證接觸疲勞強度，故不做接觸疲勞強度校核（5） 計算齒輪圓周速度v并選擇齒輪精度查表取齒輪等級為8 級制造精度是合宜的。因為設計的為減速器內部結構，故不對開式齒輪做尺寸計算和結構設計機械設計教材P84圖224（a），P89圖2-30（a），P83表2-17機械設計教材P266表B-4，P80圖2-20,P81圖2-21教材P53表2-1第五章 軸的設計計算設計計算內容計算及說明結果及依據5.1高速軸設計
15、5.1.1高速軸的材料和熱處理的選擇5.1.2高速軸的設計計算與強度校核5.1.3高速軸的受力圖及彎矩圖5.2低速軸設計5.2.1低速軸的材料和熱處理的選擇5.2.2低速軸的設計計算與強度校核5.2.3低速軸的受力圖及彎矩圖 1、高速軸的材料選擇、熱處理方式。 選擇40Cr，調制處理，硬度HB=2602、按抗扭強度估算軸徑查表1-3取C=106，代入設計公式：，按聯(lián)軸器的標準系列，取3、初步設計軸的結構初選角接觸球軸承7206AC，軸的結構尺寸設計見零件圖 4、軸的空間受力分析 該軸所受的外載荷為轉矩和小齒輪上的作用力，空間受力圖如圖5.1.3（a）所示。受力分析如下：輸入軸轉矩為：小齒輪圓周
16、力為：小齒輪徑向力為：小齒輪軸向力為：5、計算軸承支點的支反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖 （1）垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖5.1.3（b）所示。（2）水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖5.1.3（c）所示。6、計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖如圖5.1.3（d）所示。7、計算并繪制轉矩圖轉矩圖如圖5.1.3（e）所示。8、計算并繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮，取，由表1-2查得，由表1-4查得,則。 危險截面C處當量彎矩：繪制當量玩具圖如圖5.1.3（f）所示。9、按彎扭合成應力校核軸的強度，安全高速軸各階梯軸直徑列表如下： 名稱直徑
17、（mm）20253038403830; 各段軸長度列表如下: 名稱 長度（mm）383535844833 1、低速軸的材料選擇、熱處理方式。 選擇45鋼，調制處理，硬度HB=2402、按抗扭強度估算軸徑查表1-3取C=116，代入設計公式：，按鍵的標準系列，取3、初步設計軸的結構初選圓錐滾子球軸承30307，軸的結構尺寸設計見零件圖 4、軸的空間受力分析 該軸所受的外載荷為轉矩、閉式大齒輪和開式小齒輪上的作用力，空間受力圖如圖5.2.3（a）所示。受力分析如下：輸入軸轉矩為：閉式大齒輪圓周力為：閉式大齒輪徑向力為：閉式大齒輪軸向力為：開式小齒輪切向力為：開式小齒輪徑向力為：5、計算軸承支點的支
18、反力，繪出水平面和垂直面彎矩圖 （1）垂直面（YZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖5.2.3（b）所示。（2）水平面（XZ平面）支反力及彎矩計算如下：其受力圖和彎矩圖如圖5.2.3（c）所示。6、計算并繪制合成彎矩圖合成彎矩圖如圖5.2.3（d）所示。7、計算并繪制轉矩圖轉矩圖如圖5.2.3（e）所示。8、計算并繪制當量彎矩圖轉矩按脈動循環(huán)考慮，取，由表1-2查得，由表1-4查得,則。 危險截面B處當量彎矩：繪制當量玩具圖如圖5.2.3（f）所示。9、按彎扭合成應力校核軸的強度，安全高速軸各階梯軸直徑列表如下： 名稱直徑（mm）283035405035; 各段軸長度列表如下:
19、名稱 長度（mm）703350381042 機械設計教材P38表1-3機械設計綜合課程設計P142表6-96=20mm機械設計教材P33表1-2，P39表1-4機械設計教材P38表1-3機械設計綜合課程設計P108表6-57機械設計教材P33表1-2，P39表1-4第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇設計計算內容計算及說明結果及依據 滾動軸承的選擇與校核 6.1 軸承的選擇及校核（一）高速軸承：因為閉式齒輪選擇斜齒圓柱齒輪，有一定的切向載荷，故高速軸承選用角接觸球軸承。根據軸徑值查機械設計綜合課程設計120表6-66角接觸球軸承各部分尺寸，選擇7206AC（GB/T 292-1994）型角接觸球軸承
20、 一對。各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDB7206AC306216壽命計劃：要求軸承壽命：（十年兩般制工作，按每年工作300天，每班工作16個小時）1、計算選用軸承壽命 查機械設計綜合課程設計P120表6-66 基本額定動負荷，基本額定靜載荷，脂潤滑極限轉速，接觸角，e=0.68 查機械設計教材P245表8-8，取沖擊載荷系數（1）、軸承內部軸向力 受力圖如6.1（a）所示， （2）、軸承軸向載荷 因為,所以軸有向右移動的趨勢，使軸承1受壓，軸承2放松，故：，（3）、當量動載荷：計算公式為軸承1：由，故,代入計算公式得軸承2：由，故，代入計算公式得P=674N（4）、軸承壽命： ，其中
21、球軸承，代入數據得：，軸承壽命合格。2、極限轉速計算由，查機械設計教材圖8-11、圖8-12,得載荷變化系數，載荷分布系數，故極限轉速n=0.990.909000=8019r/min1440r/min，合格（二）低速軸承：因為低速軸上同時作用有開式齒輪和閉式齒輪的載荷，軸承支反力較大，故低速軸承選用圓錐滾子軸承。根據軸徑值查機械設計綜合課程設計124表6-67圓錐滾子軸承各部分尺寸，選擇30307（GB/T 297-1994）型圓錐滾子軸承一對。各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDBTC30307AC35802122.7518壽命計劃：要求軸承壽命：（十年兩般制工作，按每年工作300天，每
22、班工作16個小時）1、計算選用軸承壽命 查機械設計綜合課程設計P124表6-67 基本額定動負荷，基本額定靜載荷，脂潤滑極限轉速， e=0.31，X=0.4，Y=1.9 查機械設計教材P245表8-8，取沖擊載荷系數（1）、軸承內部軸向力 受力圖如6.1（b）所示， （2）、軸承軸向載荷 因為,所以軸有向右移動的趨勢，使軸承1受壓，軸承2放松，故：，（3）、當量動載荷：計算公式為軸承1：由，故,代入計算公式得軸承2：由，故，代入計算公式得P=6918N（4）、軸承壽命： ，其中球軸承，代入數據得：，軸承壽命合格。2、極限轉速計算由，查機械設計教材圖8-11、圖8-12,得載荷變化系數，載荷分布
23、系數，故極限轉速n=0.980.995000=4851r/min288r/min，合格機械設計綜合課程設計120表6-66機械設計教材P245表8-8機械設計教材P248圖8-11，P249圖8-12機械設計綜合課程設計124表6-67機械設計教材P245表8-8機械設計教材P248圖8-11，P249圖8-126.2鍵的選擇與校核（1） 高速軸輸入端，選擇普通平鍵（圓頭）連接，d=20mm，選bh=6mm6mm，根據聯(lián)軸器軸孔長度L。=38mm（J型），選L=28mm，T=25.96Nmm，鍵標記為628 GB/T 1096-2003。 聯(lián)軸器材料為HT700，查機械設計教材表7-1得許用擠
24、壓應力為（700）MPa強度足夠， 合適（2） 低速軸與齒輪配合處，選擇普通平鍵（圓頭）連接，d=40mm，選bh=12mm8mm，選L=28mm，T=124. 65Nmm，鍵標記為1228 GB/T 1096-2003。 軸和齒輪材料為45鋼，查機械設計教材表7-1得許用擠壓應力為（12050）MPa強度足夠， 合適（3） 低速軸輸出端，選擇普通平鍵（圓頭）連接，d=28mm，選bh=8mm7mm，選L=56mm，T=124. 65Nmm，鍵標記為856 GB/T 1096-2003。 軸的材料為45鋼，齒輪的材料為40Cr，查機械設計教材表7-1得許用擠壓應力為（120150）MPa強度足
25、夠， 合適機械設計綜合課程設計P108表6-57機械設計教材P224表7-16.3聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，取工作情況系數 選用GB/T 4323-2002 彈性套柱銷聯(lián)軸器,根據高速軸連接聯(lián)軸器處d=20mm，將各種參數列表如下：型號公稱轉矩Nm許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mm外徑mm材料軸孔類型TL46357002052106HT700J型聯(lián)軸器承受轉矩故： 合適TL4 型GB4323-2002彈性套柱銷聯(lián)軸器第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算設計計算內容計算及說明結果及依據
26、 潤滑方式、密封方式簡要說明7.1潤滑方式及牌號7.2密封方式減速器中的一級閉式減速齒輪,由于齒輪外緣的回轉速度（3m/s）小于12m/s，因此采用浸油潤滑，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989）,浸油深度應沒過至少1個齒高，一般不應小于10mm。；軸承處的零件輪緣線速度均小于，所以應考慮使用脂潤滑，選用牌號為的潤滑脂。（1） 軸承內部與機體內部處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部（2） 軸承外部與端用半粗羊毛氈圈加以密封（3） 箱座與箱蓋凸緣結合面與觀察孔、油孔之間都采用靜密封方式7.3箱體主要結構尺寸的計算機械設計綜合課程設計P29表3-1名稱符號減速器型式及尺寸 箱座壁厚通過計
27、算，并考慮鑄造工藝，壁厚取箱蓋壁厚通過計算，并考慮鑄造工藝，壁厚取箱座凸緣厚度 取箱蓋凸緣厚度 取箱座底凸緣厚度 取地腳螺釘直徑 取地腳螺釘數目a250， 取軸承旁連接螺栓直徑 取箱蓋與箱座連接螺栓直徑 取軸承端蓋螺釘直徑 取窺視孔蓋螺釘直徑 取定位銷直徑 取大齒輪頂圓與內壁距離1 取1齒輪輪轂端面與內機壁距離2 取2=箱蓋、箱座肋厚 取軸承端蓋凸緣厚度 取 7.4附件選擇及簡要說明表名稱功用數量材料規(guī)格螺栓安裝端蓋8Q235M620 GB 5782-1986螺栓安裝端蓋8Q235M825 GB 5782-1986銷定位235A630 GB 117 - 2000彈性墊圈調整安裝2465Mn氈封圈調整安裝2半粗羊毛擋油環(huán)擋油4Q235螺母安裝8Q235油標尺測量油高度1組合件M121.5通氣孔透氣1Q235 參考文獻 1王之櫟，王大康.機械設計綜合課程設計.北京: 機械工業(yè)出版社，2007.82王之櫟，馬綱，陳心頤.機械設計.北京： 北京航空航天大學出版社，2011.83 向敬忠，宋欣，崔思海.機械設計課程設計圖冊 M .北京：化學工業(yè)出版社，2009.929
機械設計課程設計-一級圓柱齒輪減速器.doc
