机械设计课程设计03435.doc

摘 要 本文详细介绍了单级减速器的设计方法和设计过程。 本文首先介绍了课程设计的目的和已知设计参数，然后进行了减速器传动机构的设计，确定传动带及齿轮的尺寸和参数，接着对减速器传动轴做了动力学分析，确定了轴的相关参数。最后设计和校核了减速器轴承的寿命并绘制了减速器总体装配图。最终作出减速器的实体模型。 设计过程说明，减速器的设计需要综合动力学和机械设计等知识以解决减速器的传动问题；由于设计人员技术所限，所得的设计与实际的有一定误差。 关键词：单级减速器 电机功率， 齿轮设计， 轴的动力学分析，轴承寿命 目 录第一章 设计计划任务书 1第二章 课程设计前言 2第三章 传动装置的总体设计 23.1 传动方案的拟定 23.2 电动机的选择 33.3 总传动比及分配各级的传动比的确定 43.4 运动参数及动力参数的计算 4第四章 传动零件的设计计算 54.1 皮带轮传动的设计计算 54.2 齿轮传动设计 54.2.1 高速与中速级用斜齿轮 54.2.2 中速与低速级用斜齿轮 8第五章 减速器铸造箱体主要结构的设计 11第六章 轴的设计 126.1 高速轴设计 126.2 中速轴设计 156.3 低速轴设计 19第七章 滚动轴承的选择及计算 23第八章 键联接的选择和强度校核 248. 1高速轴与V带轮用键联接 248.2中速轴与齿轮用键联接 258.3低速轴与齿轮用键联接 258.4低速轴与联轴器用键联接 25第九章 联轴器的选择和计算 25第十章 减速器的润滑 25第十一章 密封方式的选取 25第十二章 减速器附件的选择 26第十三章 设计心得与小结 26参考文献 27第一章 机械设计课程设计任务书一、 设计题目简易齿轮减速器的设计及制作。设计内容：根据已知条件：n 同步带传动的相关计算及零件图的绘制；n 齿轮传动的相关计算零件图的绘制；n 滚动轴承的相关计算。n 绘出整个装配图n 制作出模型二、 传动简图三、 原始数据1、已知直流电机的功率已知直流电动机功率为P=0.05KW，转速为n=2000r/min。 2、带传动要求用同步带，传动比为i1=12，同步带直径在D=2040mm，中心距为 a1=50100mm之间。 3、齿轮传动比i1=12为，齿轮模数m=1或1.5，齿数z1=20左右， z2=3040左右。一 级齿轮传动比为12 四、 设计工作量及要求o 4个人一组、按名单上的顺序分组；o 每一组要求完成下列工作o 减速器总装配图一张;o 所有零件的零件图，标准件除外；o 设计说明书一份,其格式参考相关资料。参数请参考下列文献：1 朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社2 机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社3 机械零件设计手册，北京：化学工业出版社第二章 课程设计前言、课程设计的目的1）培养学生综合运用机械设计课程及其有关 先修课 程的理论知识解决简单工程实际问题的能力。以及进一步巩固、深化、扩展本课程所学到的理论知识。2） 通过对通用机械零件、常用机械传动或简单的机械设计，使学生掌握机械设计的一般步骤和方法。3） 该课程设计将理论与实践相结合，培养学生的实践能力和动手能力以及解决实际问题的能力。 4）提高学生机械设计的基本技能，使学生具有查阅标准、规范、手册、图册等技术资料的能力和较熟练的计算和绘图能力。5）培养学生独立的工作能力，独立的机械设计能力二、传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计的减速器为小型简易减速器，主要由带传动（同步带）、一级直齿圆柱齿轮传动组成。动力由直流电动机驱动，经带传动再输入减速器。 带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动。说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。三、 课程设计的工作内容：（1） 传动件（如齿轮、带及带轮等）的设计；（2） 轴的设计；（3） 轴承组合部件的设计；（4） 键的选择和校核；（5） 机架或箱体等零件的设计；（6） 润滑设计；（7） 装配图与零件图设计与绘制。第三章传动零件的设计计算计算过程及计算说明一.同步带的传动设计计算1选择普通V选带截型由新编机械设计使用手册表14.1-37得：kA=1.5PC=KAP=1.50.05=0.075KW根据Pc=0.075，n1=2000r/min由手册图14.1-14得：选用XL型同步带，由表14.1-50得Pb=5.080mm2 确定带轮基准直径，并验算带速(1) 小带轮齿数Z1由手册14.1-56得，Zmin=12。Z1Zmin=12，所以选取Z1=12（2）小带轮节圆直径由表14.1-61得dd1=Z1*Pb/，（3）大带轮齿数 Z2=iZ1=2*12=24（4）大带轮节圆直径由表14.1-61得，dd2= Z2*Pb/=38.81mm（5）带速 V=* dd1*n1/（60*1000）=3.14*19.40*2000/60000=2.03 m/s < 30 m/s带速合适。3确定带长和中心矩（1）初定轴间距由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)得，0. 7(19.40+38.81)a02(19.40+38.81) 所以有：40.747mma0116.42mm初选 a0=80mm（2）带长及齿数：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =280+1.57(19.40+38.81)+(38.81-19.40)2/（480）=252.567mm由表14.1-51选取Ld=254.000.25节线长长上的齿数 Z=50，带长代号为100（3）实际轴间距aa0+Ld-L0/2=80+（254.00-252.567）/2 =80.72mm 4.小带轮啮合齿数Zm=entZ1/2-Pb*Z1（Z2-Z1）/(2*a)=ent12/2-5.080*12（24-12）/(20*80.72)=65基本额定功率由表14.1-58得，Ta=50.17 N，m=0.022 kg/m P0=（Ta-mv2）*v/1000=(50.17-0.022*2.032)*2.03/10000.102 kw6.带宽由表14.1-57得，bs0=9.5 mm。 取K2=1 bs= bs0*Pd/(k2*P0)(1/1.14)=9.50.075/(1*0.102)(1/1.14)=7.25由表14.1-52取bs=7.9mm,代号0317.验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a600 =1800-（38.81-19.40）/80.72600 =165.570>1200（适用）8.确定带的根数根据设计要求，选取同步带根数为 19.计算轴上压力Fr=1000*Pd/v =1000*0.075/2.03=36.95 N 二、齿轮传动的设计计算1.选择齿轮齿型，精度等级，材料，齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动（2）考虑到传动功率不大，故大小齿轮都选用软齿面。 由机械设计附表12.8选大小齿轮材料均为45钢，小齿轮调质，齿面硬度为HBS1=230;大齿轮常化，齿面硬度为HBS2=190(3)初选7级精度（GB/T10095.1-2001）(4)选小齿轮齿数Z1=18则大齿轮齿数：Z2=iZ1=2*18=36 考虑闭式软面齿轮传动最主要失效形式为点蚀，故按接触疲劳强度设计，再按弯曲强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计 由d12(kT1(i+1)/diH2)1/3 (1) 确定有关参数如下：1) 载荷系数：试选Kt=1.52) 小齿轮传递的转矩T1: 若忽略功率损失，则T1=9.55*166*P1/n1=9.55*166*0.05/（2000/2）=477.5 N.mm由表 取d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm (4)载荷系数k 取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本表 取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力FF= Flim YSTYNT/SF由设计手册查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据设计手册例题，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单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，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 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。取套筒长为20mm，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55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力FrFr=Fttan=1000.436tan200=364.1N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）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm (7)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据设计手册表 取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力FrFr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承 （1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型轴承内部轴向FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y/FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本表 得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2根据课本表 取f P=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=750.3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000NLH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2(123000/750.3)3=1047500h>48720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本 得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本表 得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2根据表 取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5(1903.35)=1355N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本 表 得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/76.4(130500/1355)3 =2488378.6h>48720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68Mpa<R(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpa<p(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mmp=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpa<pF=2000NV=1.8m/sD=320mmL=500mmn滚筒=76.4r/min总=0.8412P工作=2.4KW电动机型号Y132M-4i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095nI =1440r/minnII=321.43r/minnIII=107.14r/minPI=5.23KWPII=5.02KWPIII=4.87KWT0=36.48NmmTI=34.69NmmTII=149.15NmmTIII=434.09Nmmdd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4根F0=158.01NFQ =1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa<-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa<-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格A型平键87p=29.68MpaA型平键108p=101.87MpaA型平键1610p =60.3Mpa第四章 传动零件的设计计算一、皮带轮传动的设计与校核 确定计算功率则： ，式中，工作情况系数取1.2 根据计算功率与小带轮的转速，查机械设计基础图10-10，选择B型V带。 确定带轮的基准直径取小带轮直径 ，大带轮的直径 验证带速 在之间。故带的速度合适。 确定V带的基准直径和传动中心距初选传动中心距范围为：，取 V带的基准长度： 查机械设计基础表10-2，选取带的基准直径长度 实际中心距： 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。 计算V带的根数z 由，查机械设计基础表10-5，得，由，查表10-6，得，查表10-7，得，查表10-2，得， 取根。 计算V带的合适初拉力 查机械设计基础表10-1，取得 计算作用在轴上的载荷 带轮的结构设计 （单位）mm 带轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度1111基准线上槽深2.752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3槽边距99轮缘厚66外径内径 25 25带轮宽度带轮结构 实心式 轮辐式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.二、齿轮传动的设计计算1、高速级齿轮校核：（1）选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。 考虑传递的功率比较大，故大、小齿轮都选用硬齿面。查表选大、小齿轮的材料为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45 选取精度等级。初选7级精度（GB/T 10095-1988）。 选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取Z2126 初选螺旋角15考虑闭式硬齿面齿轮传动的传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触疲劳强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。（2）按齿面接触疲劳强度设计 1） 载荷系数K：试选K=1.5 小齿轮传递的转矩： Nm 齿宽系数：查机械设计附表6.5选取 弹性影响系数：查机械设计表6.4得 节点区域系数： 由,得 端面重合度： 代入上式得 =1.8873 接触疲劳强度极限：按齿面硬度查表得 ， 应力循环次数： 接触疲劳寿命系数：查机械设计附图6.4得 ， 接触疲劳许用应力： 取失效概率为1%