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机械设计课程设计09353.doc

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    • 贵州大学机械设计课程设计目 录一、绪论……………………………………………2二、设计任务………………………………………5三、电动机的选择…………………………………7四、传动方案拟定…………………………………9五、齿轮传动设计…………………………………10六、轴的设计………………………………………17七、轴承选择及寿命验算…………………………22八、箱体设计………………………………………23九、润滑、密封及附件的选择……………………26十、设计小结………………………………………28十一、主要参考文献………………………………29一、绪 论减速器的结构随其类型和要求不同而异单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为:卧式减速器和立式减速器前者两轴线平面与水平面平行,如图1.1a所示后者两轴线平面与水平面垂直,如图1.1b所示一般使用较多的是卧式减速器,故以卧式减速器作为主要介绍对象单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮图1.2和图1.3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的结构图和轴测投影图减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。

      箱体由箱盖与箱座组成箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座,并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用箱体常采用剖分式结构(剖分面通过轴的中心线),这样,轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体,拆卸方便箱盖与箱座通过一组螺栓联接,并通过两个定位销钉确定其相对位置为保证座孔与轴承的配合要求,剖分面之间不允许放置垫片,但可以涂上一层密封胶或水玻璃,以防箱体内的润滑油渗出为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开,可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉(参见图1.3),拧入起盖螺钉,可顺利地顶开箱盖箱体内可存放润滑油,用来润滑齿轮;如同时润滑滚动轴承,在箱座的接合面上应开出油沟,利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟,再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承(参图1.3)减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承,从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片,以调整轴承的游动间隙,保证轴承正常工作为防止润滑油渗出,在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈(参见图1.3)减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油,在箱盖顶部设有观察孔,平时用盖板封住。

      在观察孔盖板上常常安装透气塞(也可直接装在箱盖上),其作用是沟通减速器内外的气流,及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出,以防止高压气体破坏各接合面的密封,造成漏油为了排除污油和清洗减速器的内腔,在减速器箱座底部装置放油螺塞箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的为了吊起箱盖,一般装有一到两个吊环螺钉不应用吊环螺钉吊运整台减速器,以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩(参见图1.3)二、设计任务1、题目:设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器输送机工作轴功率P=4kw,输送机工作轴转速n=55r/min使用期限5年,两班制工作,工作中有轻微震动,单向运转螺旋输送机同转速容许误差为5%,减速器由一般规模厂中小批量生产螺旋输送机总体布置如图1.1示图1.12、设计内容:(1)电动机的选择与运动参数计算(2)直齿圆柱齿轮设计计算(3)轴的设计计算(4)轴承的选择及寿命验算(5)减速箱体的设计(6)密封、润滑及附件设计(7)绘制装配图及零件图(8)编写设计说明书3、设计任务:(1)减速器装配图一张(1#)(2)零件图两张(2#)(3)设计说明书一份4、设计进程(1)第一阶段:总体计算和传动件参数计算(2)第二阶段:轴与轴系零件的设计(3)第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制(4)第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写三、电动机的选择1、传动效率:传动方案如图3.1示,图3.1由《机械设计课程设计》表2.3可以得出本方案中各环节传动效率如下。

      弹性柱销联轴器——η1=0.99, 滚动轴承(一对)——η2=0.99, 7级精度圆柱齿轮传动——η3=0.97轴Ⅱ以后传动效率——η4=0.96.总传动效率η=η1η2η3η2η4=0.9035电动机额定功率PP0=P/η=4.427kw2、根据《机械设计课程设计》表2.1选用Y132M2-6型电动机,其主要参数如下表所示:表3.1电动机额定功率P05.5kw电动机满载转速nm960r/min电动机轴伸出端直径38mm电动机轴伸出端安装长度80mm四、传动方案拟定1、分配传动比总传动比u=960/55=17.455,由《机械设计课程设计》表2.4选定单级圆柱齿轮传动比为u1=4,单级圆锥齿轮传动比为u2=4.36初选z1=22,z2=882、减速器各轴转速、功率、转矩的计算(1)功率 轴Ⅰ :PⅠ=P0η1η2=5.391 轴Ⅱ :PⅡ=P0η1η2η3η2=5.177(2)转速 轴Ⅰ :n1=nm=960r/min 轴Ⅱ :n2=n1/u1=240r/min(3)转矩 轴Ⅰ:T1=9550×103PⅠ/n1=5.363×104 N·mm, 轴Ⅱ:T2=9550×103PⅡ/n2=20.6×104 N·mm。

      计算结果如下表所示:表4.1轴P(kw)N(r/min)T(N·mm)Ⅰ5.3919605.363×104Ⅱ5.17724020.6×104五、齿轮传动设计1、齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按任务要求,选择直齿圆柱齿轮传动,(2)工作中有轻微震动,胡选用7级精度(GB10095-88),(3)由《机械设计》表10.1选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为250HBS,大齿轮材料为45钢调质,硬度为220HBS,二者硬度差为30HBS4)选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=882、按齿面接触疲劳强度设计按《机械设计》设计计算公式(10-9a)进行试算,即d1t≥2.32 (1)确定各计算值a、试选载荷系数Kt=1.3,b、小齿轮传递的转矩T1=5.363×104 N·mm,c、由《机械设计》表10-7选取齿宽系数φd=1,d、由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数zE=189.8MPa1/2 ,e、由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限,大齿轮的接触疲劳极限,f、由《机械设计》式10-13计算应力循环次数:N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×5)=1.349×109 N2=60n2jLh=60×240×1×(2×8×300×5)=3.456×108g、由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.98。

      h、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由《机械设计》式10-12得[σH]1==0.95×700=665MPa[σH]2==0.98×560=548.8MPa(2)计算a、试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值d1t≥2.32 =2.32× =50.679 mmb、计算圆周速度VV===2.546 m/sc、计算齿宽bb=φdd1t=1×50.679=50.679 mmd、计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1t/z1=50.679/22=2.3 mm齿高 h=2.25mt=2.25×2.3=5.183 mmb/h=9.78 e、计算载荷系数 因V=2.546 m/s,7级精度,由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv=1.13 ,直齿轮KHα=K Fα=1 ,由《机械设计》表10-2查得使用系数KA=1.25 ,由《机械设计》表10-4查得7级精度对称布置时KHβ=1.31 ,由b/h=9.78,KHβ=1.31,查《机械设计》图10-13得KFβ=1.26 ,故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.13×1×1.31=1.85f、按K校正所算得的分度圆直径由《机械设计》式(10-10a)得:d1===57 mmg、计算模数mm=d1/z1=57/22=2.59 mm3、按齿根弯曲强度设计由《机械设计》式(10-5)得弯曲强度设计公式m≥(1)确定公式内的各计算数值 a、由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σHE1=580MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σHE2=520MPa,b、由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88,c、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由《机械设计》式(10-12)得[σF]1= ==352.14MPa[σF]2===326.86MPad、计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.13×1×1.26=1.78e、查取齿形系数由《机械设计》表10-5用插值法查得,YFα1=2.72,YFα2=2.204f、查取应力校正系数由《机械设计》表10-5用插值法查得,YSα1=1.57,YSα2=1.778g、 计算大小齿轮的并加以比较==0.012127==0.011989小齿轮的数值大。

      2)计算m≥ =1.68 对比计算结果,可取由弯曲强度算得的模数1.68并就近圆整为标准值m =2 mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=57 mm,算出小齿轮齿数z1=d1/ m=57/2=28.5取z1=29,则z2=116 4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=mz1=58 mm d2=mz2=232 mm(2)计算中心距 a=(d1+ d2)/2=145 mm(3)计算齿轮宽度 b=φdd1=1×58=58 mm 取b1=65 mm ,b2=58 mm5、齿轮结构及参数(1)小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构,其参数如下表所示:表5.1名 称结 果模数m=2 mm齿数z1=29, z2=116分度圆直径d1=58mm ,d2=232 mm齿顶圆直径da1=62mm ,da2=236 mm齿根圆直径df1=53mm ,df2=227 mm中心距a=145 mm齿宽b1=65 mm ,b2=58 mm(2)大齿轮的结构尺寸按《机械设计课程设计》表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表所示:表5.2名 称结构尺寸计算公式结 果齿轮轴孔d54 mm轮毂处直径D1=1.6d87 mm。

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