機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計題目二級圓柱齒輪減速器學(xué)生姓名專業(yè)_車輛工程學(xué)號_222005080306045班級_2010級2班指導(dǎo)教師成績_工程技術(shù)學(xué)院2012年7月目錄1前言2傳動裝置的總體設(shè)計21比較和選擇傳動方案22選擇電動機(jī)23計算總傳動比和分配各級傳動比24計算傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)3傳動零件的設(shè)計計算31第一級齒輪傳動設(shè)計計算32第二級齒輪傳動設(shè)計計算4畫裝配草圖41初估軸徑42初選聯(lián)軸器43初選軸承44箱體尺寸計算5軸的校核計算51高速軸受力分析52中速軸校核計算53低速軸校核計算6軸承驗(yàn)算61高速軸軸承驗(yàn)算62中速軸軸承驗(yàn)算63低速軸軸承驗(yàn)算7鍵聯(lián)接的選擇和計算71高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算72中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算73低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算74低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算8齒輪和軸承潤滑方法的確定81齒輪潤滑方法的確定82軸承潤滑方法的確定9密封裝置的選擇10結(jié)論參考文獻(xiàn)致謝二級圓柱齒輪減速器西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院，重慶4007161前言機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是學(xué)生第一次較全面的在機(jī)械設(shè)計方面的訓(xùn)練，也是機(jī)械設(shè)計課程的一個重要教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的是第一、通過機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其它有關(guān)先修課程的理論和知識，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使學(xué)生知識得到鞏固，深化和擴(kuò)展。第二、學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的一般方法，掌握通用機(jī)械零件部件、機(jī)械傳動裝置和簡單機(jī)械的設(shè)計原理和過程，第三、進(jìn)行機(jī)械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運(yùn)用設(shè)計資料手冊、圖冊、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計的題目是帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置的設(shè)計，設(shè)計內(nèi)容包括確定傳動裝置總體設(shè)計方案，選擇電動機(jī)；計算傳動裝置運(yùn)動和動力的參數(shù)；傳動零件，軸的設(shè)計計算；軸承，聯(lián)軸器，潤滑，密封和聯(lián)接件的選擇與校核計算；箱體結(jié)構(gòu)及其附件的設(shè)計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設(shè)計說明書；畢業(yè)設(shè)計總結(jié)；最后完成答辯。2傳動裝置的總體設(shè)計21比較和選擇傳動方案22、選擇電動機(jī)類型及功率221選擇電動機(jī)類型用Y系列電動機(jī)222確定電動機(jī)功率計算及說明結(jié)果工作機(jī)的效率096WJ傳動裝置中各部分的效率,查手冊中表177級精度的一般齒輪傳動效率097齒彈性聯(lián)軸器傳動效率聯(lián)齒式聯(lián)軸器傳動效率09L滾子軸承傳動效率8球電動機(jī)至工作機(jī)之間傳動裝置的總效率L聯(lián)滾子齒滾子齒滾子09870990863工作機(jī)所需功率12WFPKW所需電動機(jī)功率974D08312WPKW974D223確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速由所需電動機(jī)功率查手冊中表121，可選Y160M4型電機(jī)，額定功率11KW，滿載轉(zhuǎn)速1460R/MIN,電機(jī)級數(shù)4級。由,得。60WVD601723/MIN345NR23計算總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為6073MWNI式中NM電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速,R/MIN一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比,取21I53I12,4I24計算傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)該傳動裝置從電動機(jī)到工作機(jī)有三軸,依次為、軸,則1各軸轉(zhuǎn)速1460MINMNR1229I5I23763IN4NRI式中NM為電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速,R/MINN1、N2、N3分別為、軸轉(zhuǎn)速,R/MIN為高速軸,為低速軸2各軸功率1019647DPKW2123238K式中PD為電動機(jī)輸出功率,KWP、P、P分別為、軸輸入功率,KW；依次為電動機(jī)與軸軸軸的傳動效率。2310，3各軸轉(zhuǎn)矩119567TPNNM22094813309567WWTPN3傳動零件的設(shè)計計算用機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊所附光盤工具配合AUTOCAD2006設(shè)計各級嚙合齒輪過程及結(jié)果如下31第一級齒輪傳動設(shè)計計算輸入數(shù)據(jù)如圖工作模式設(shè)定如圖校核如圖第一級齒輪設(shè)計最終結(jié)果如下計算及說明結(jié)果設(shè)計傳遞功率/KW974523小輪最高轉(zhuǎn)速/R/MIN146000小輪最大扭矩/NMM6374450預(yù)期工作壽命/H38400第公差組精度運(yùn)動精度7第公差組精度運(yùn)動平穩(wěn)性7第公差組精度接觸精度7名義傳動比500實(shí)際傳動比500使用系數(shù)110動載系數(shù)112接觸強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù)129接觸強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù)149彎曲強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù)143彎曲強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù)1415I支承方式非對稱支承傳動方式閉式傳動齒面粗糙度RZ/M320潤滑油運(yùn)動粘度V40/MM2/S2200小輪齒數(shù)Z117小輪齒寬B1/MM6800小輪變位系數(shù)X1/MM00000小輪分度圓直徑/MM6800齒輪法向模數(shù)MN/MM400小輪計算接觸應(yīng)力/MPA44847小輪接觸疲勞許用應(yīng)力/MPA60536小輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPA73000小輪計算彎曲應(yīng)力/MPA5057小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力/MPA29518小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPA27500小輪材料及熱處理方式合金鋼調(diào)質(zhì)小輪齒面硬度/HV1028000大輪齒數(shù)Z285中心距/MM204000大輪齒寬B2/MM6800大輪變位系數(shù)X2/MM00000大輪分度圓直徑/MM34000大輪計算接觸應(yīng)力/MPA44847大輪接觸疲勞許用應(yīng)力/MPA47378大輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPA48500大輪計算彎曲應(yīng)力/MPA4671大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力/MPA21044大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPA19500大輪齒面硬度/HBW21000Z117B168D168MN440CRZ285B268D2340大輪材料及熱處理方式結(jié)構(gòu)鋼正火極限傳遞功率KW108761345鋼32第二級齒輪傳動設(shè)計計算輸入數(shù)據(jù)如圖工作模式設(shè)定如圖校核如圖第二級齒輪設(shè)計最終結(jié)果如下計算及說明結(jié)果設(shè)計傳遞功率/KW917119小輪最高轉(zhuǎn)速/R/MIN29200小輪最大扭矩/NMM29994818預(yù)期工作壽命/H38400第公差組精度運(yùn)動精度7第公差組精度運(yùn)動平穩(wěn)性7第公差組精度接觸精度7名義傳動比400實(shí)際傳動比400使用系數(shù)110動載系數(shù)107接觸強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù)128接觸強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù)151彎曲強(qiáng)度齒間載荷分配系數(shù)142彎曲強(qiáng)度齒向載荷分布系數(shù)1434I支承方式非對稱支承傳動方式閉式傳動齒面粗糙度RZ/M320潤滑油運(yùn)動粘度V40/MM2/S2200小輪齒數(shù)Z117小輪齒寬B1/MM11000小輪變位系數(shù)X1/MM00000小輪分度圓直徑/MM11050齒輪法向模數(shù)MN/MM650小輪計算接觸應(yīng)力/MPA47133小輪接觸疲勞許用應(yīng)力/MPA59563小輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPA73000小輪計算彎曲應(yīng)力/MPA5370小輪彎曲疲勞許用應(yīng)力/MPA25879小輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPA27500小輪材料及熱處理方式合金鋼調(diào)質(zhì)小輪齒面硬度/HV1028000大輪齒數(shù)Z268中心距/MM276250大輪齒寬B2/MM11000大輪變位系數(shù)X2/MM00000大輪分度圓直徑/MM44200大輪計算接觸應(yīng)力/MPA47133大輪接觸疲勞許用應(yīng)力/MPA49075大輪接觸疲勞極限應(yīng)力/MPA48500大輪計算彎曲應(yīng)力/MPA4926大輪彎曲疲勞許用應(yīng)力/MPA18362大輪彎曲疲勞極限應(yīng)力/MPA19500大輪齒面硬度/HBW21000Z117B1110D311050MN6540CRZ268B2110D4442大輪材料及熱處理方式結(jié)構(gòu)鋼正火極限傳遞功率KW99424245鋼4畫裝配草圖41初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設(shè)計效率,減少重復(fù)設(shè)計的工作量,并盡可能的降低生產(chǎn)成本。由式162,得各軸的最小直徑分別DCMN33723381250PDCMN式中C為軸強(qiáng)度計算系數(shù),40CR和45鋼所對應(yīng)的系數(shù)分別為102和112?？紤]到實(shí)際情況,可將這三軸的最小軸徑定為22MM,35MM和52MM。42初選聯(lián)軸器聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉(zhuǎn)矩外,有些還具有補(bǔ)償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護(hù)等功能。電動機(jī)軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器,該設(shè)計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較低,不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量,但傳遞轉(zhuǎn)矩較大,又因減速器與工作機(jī)不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補(bǔ)償,因此選用鼓型齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實(shí)際情況,聯(lián)軸器選擇如下電動機(jī)軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用LT6聯(lián)軸器4280Y/GBT4320減速器低速軸與工作機(jī)聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GY7聯(lián)軸器584315J2003。43初選軸承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對直齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用兩對深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為6305,6308,6312。44箱體尺寸計算查手冊中表1110025，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10MM箱蓋壁厚110MM箱蓋凸緣厚度B115MM箱座凸緣厚度B15MM箱座底凸緣厚度B225MM地腳螺釘直徑DF24MM地腳螺釘數(shù)目N6軸承旁聯(lián)接螺釘直徑D118MM蓋與座聯(lián)接螺釘直徑D212MM聯(lián)接螺栓D2的間距L150MM軸承端蓋螺釘直徑D312MM視孔蓋螺釘直徑D410MM定位銷直徑D10MM軸承旁凸臺半徑R124MMDF、D1、D2至外箱壁距離C1342618DF、D2至凸緣邊緣距離C22816箱座肋厚M9MM大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離114MM齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210MM結(jié)合以上參數(shù),可設(shè)計出傳動裝置的裝配草圖,其結(jié)構(gòu)形式如下圖所示70194減速器布局草圖921007294176ABC5軸的校核計算53低速軸校核計算低速軸結(jié)構(gòu)和受力分析圖如下F垂直面彎矩圖T31123236NMM65704NMI當(dāng)量彎矩圖15762RFN18R2106RFN436R8T1258RF436R2106RFNE垂直面受力圖15762RFN4832TFN2307R2307RFN5415522122708G合成彎矩圖5816678H轉(zhuǎn)矩圖657042XYXZMNMM5816678T31123236NMMNMA軸結(jié)構(gòu)圖B軸受力圖C水平面受力圖D水平面彎矩圖F垂直面彎矩圖I當(dāng)量彎矩圖低速軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì),軸的彎曲應(yīng)力校核步650,360BSMPAA驟如下計算及說明結(jié)果計算齒輪受力齒輪所受的力圓周力243097832TTFND徑向力243TANTAN46RD轉(zhuǎn)矩T31123236NMM計算支承反力水平面反力41762580RRF291RN垂直面反力4176520TRF218376130TRN水平面受力圖,如C圖所示垂直面受力圖,如E圖所示畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如D圖所示垂直面彎矩圖,如F圖所示合成彎矩圖,如G圖所示合成彎矩2XYXZM畫軸轉(zhuǎn)矩圖軸受轉(zhuǎn)矩TT3轉(zhuǎn)矩圖,見圖H許用應(yīng)力用插入法由表163,查得106,125BBMPAPA4832TFN46RT31123236NMM1258RFN061572R230FN應(yīng)力校正系數(shù)1060582B畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量轉(zhuǎn)矩05812365704TNM當(dāng)量彎矩在齒輪中間處2816MT當(dāng)量彎矩圖,見圖I校核軸徑軸徑3315867459600BDM經(jīng)檢驗(yàn)軸所用尺寸合格。65704TNM81M4596DM合格。低速軸安全系數(shù)校核計算如下計算及說明結(jié)果經(jīng)過初步判斷，截面的應(yīng)力較大，并且較集中。因此，下面將對截面進(jìn)行安全系數(shù)校核。材料選用45鋼，。MPA650BPA360S對稱循環(huán)疲勞極限M2854BB1A19脈動循環(huán)疲勞極限P677B1B0A3256等效系數(shù)180482B012531901截面上的應(yīng)力水平面彎矩2178NMMPA286B195A4B0P3128250垂直面彎矩5412NM合成彎矩867IM彎曲應(yīng)力幅35186950IAMPAW彎曲平均應(yīng)力M扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力32147T扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力082AMPA應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù)因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑R3MM，由和，從附錄表1中查出03758/,1/DRDMPA60B。2495TK表面狀態(tài)系數(shù)由附錄5查出92尺寸系數(shù)由附錄6查出70,3安全系數(shù)彎曲安全系數(shù)設(shè)為無限壽命，由式165得1KN12862950973NBAMKS扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)11648524602573097NAMKS復(fù)合安全系數(shù)222814SS經(jīng)檢驗(yàn)軸所用尺寸合格。58167IMNM9APA0M16482AAMP241,95TK07,3629S6485SS62615S合格6軸承驗(yàn)算61高速軸軸承驗(yàn)算528,318,0/MINROROCKNR脂潤滑計算及說明結(jié)果軸承壽命計算經(jīng)計算12260891475TTTFNFDANRTR水平受力分析對C點(diǎn)取矩,則有170657014942RRN對A點(diǎn)取矩,則有239826RF垂直面受力分析對C點(diǎn)取矩,則有17047046TRN281326TRF左邊軸承徑向力22174509R右邊軸承徑向力286134RFN沖擊載荷系數(shù)，查表188得2FD取，1X0Y當(dāng)量動載荷1596108DRPFFN22432基本額定壽命由于,所以只需要對該軸右邊的軸承進(jìn)行壽命校核12P66331022105280465849CRLHHN年1509RFN2421FD1608PN293103465LH故高速級軸承滿足壽命要求。軸承載荷計算當(dāng)量靜載荷0159RPFN24安全系數(shù)S0正常使用圓柱滾子軸承，查表1814，得20S計算額定靜載荷0101259018RRRCSPNC2042許用轉(zhuǎn)速驗(yàn)算載荷系數(shù)F1由,查圖1819，得1640815R1F由，查圖1819，得2932RPC12許用轉(zhuǎn)速N1080F2均大于工作轉(zhuǎn)速1460R/MIN。檢驗(yàn)結(jié)果該軸承合格。0159RPN240S108RRC02N1F2180/MINNR2合格62中速軸軸承驗(yàn)算計算及說明結(jié)果軸承壽命計算左邊軸承徑向力NFR53946023189右邊軸承徑向力R72沖擊載荷系數(shù)，查表188得DF，1X0Y當(dāng)量動載荷NFFPRD53941226基本額定壽命NFR5394162DFNP5394162查機(jī)械設(shè)計手冊第67頁表62，得，510CRKN。因，只計算左邊軸承KNCR53021P年810675349106043261HRNHL故中速級軸承滿足壽命要求。軸承載荷計算當(dāng)量靜載荷NFPR534910R62安全系數(shù)S0正常使用圓柱滾子軸承，查表1814，得20S計算額定靜載荷RRRCNPSC10101698534202許用轉(zhuǎn)速驗(yàn)算載荷系數(shù)F1由,查圖1819，得1053491R96F1由，查圖1819，得62RCP2許用轉(zhuǎn)速N67901F02均大于工作轉(zhuǎn)速194R/MIN。經(jīng)檢驗(yàn)該軸承合格。HL41067NPR53491062RRC01098N26390F12MIN/701RN2合格。63低速軸軸承驗(yàn)算計算及說明結(jié)果軸承壽命計算左邊軸承徑向力22158761896RFN右邊軸承徑向力20304R16879RFN2304沖擊載荷系數(shù)，查表188得1DF取，1X0Y當(dāng)量動載荷1687906DRPFFN223453基本額定壽命由于,所以只需要對該軸左邊的軸承進(jìn)行壽命校核12P查機(jī)械設(shè)計手冊第66頁表61，得。810CRKN663310108196245387CRLHHN年故高速級軸承滿足壽命要求。軸承載荷計算當(dāng)量靜載荷016879RPFN234安全系數(shù)S0正常使用圓柱滾子軸承，查表1814，得018S基本額定靜載荷C0R518KN計算額定靜載荷01010867913RRRSPNC0202030458RRR許用轉(zhuǎn)速驗(yàn)算載荷系數(shù)F1由,查圖1819，得1687RC1098F由，查圖1819，得2354081RP1F2許用轉(zhuǎn)速N10940/MINFR25均遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于工作轉(zhuǎn)速73R/MIN。1DF16807PN235410396245LH016879RPN2340S010RR2RR1098F21490/MINNR25合格校驗(yàn)結(jié)果該軸承合格。7鍵聯(lián)接的選擇和計算71高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的軸的直徑為22MM,查表411，可知時230DM可選用鍵，即鍵寬8MM、高7MM，鍵長。870L70鍵的接觸長度。MBL601聯(lián)軸器采用35鍛鋼制造，。MPA3P校核鍵的聯(lián)接強(qiáng)度，N487T142H，符合要求。1928325460PPTDHL鍵標(biāo)記鍵。材料選用45鋼。03GB72中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的軸的直徑為48MM，查表41，可知當(dāng)時450DM可選用鍵，即鍵寬14MM、高9MM，鍵長80MM。198齒輪采用45鋼制造，則此聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為MPA130P，滿足使用要求。242574194PTHLDNMTN鍵標(biāo)記鍵