机械课程设计全设计

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。3.2电动机选择（一）工作机的功率PwwP=FV/1000=1150×1.6/1000=1.84kw（二）总效率总总=带齿轮联轴器滚筒2轴承=（三）所需电动机功率dP)(2.1001.84/0.876/KWPPwd总查《机械零件设计手册》得Ped=3kw电动机选用Y112M-4n满=1420r/min3.3传动比分配工作机的转速n=60×1000v/（D）=60×1000×1.6/(3.14×260)=117.589r/minmin)/(076.12589.117/1420/rnni满总取3带i则4.02512.076/3/带总齿iii3.4动力运动参数计算（一）转速n电动机选用：Y100L2-43带i齿i=4.025计算及说明结果20.960.980.990.960.990.876＝0n=满n=1420（r/min）In=0n/带i=满n/带i=1420/3=473.333（r/min）IIn=In/齿i=473.333/4.025=117.589（r/min）IIIn=IIn=117.589（r/min）（二）功率P)(612.10kwPPd)(1.9740.942.10001kwPP带)(1.9160.990.981.97412kwPP轴承齿轮)(1.8750.990.99916.123kwPP轴承联轴器（三）转矩T2.100/14209550/9550000nPT=14.126(N﹒m))(40.68430.9614.12601mNiTT带带025.40.990.98684.4012齿轴承齿轮iTT=158.872(N﹒m)10.990.99872.15823齿带轴承联轴器iTT=155.710(N﹒m)计算及说明结果将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/(r.min-1)/(N﹒m)i02.100142014.12630.9611.974473.33340.68421.916117.589158.8724.0250.9731.875117.589155.71010.98第四章齿轮的设计计算4.1齿轮材料和热处理的选择小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝1904.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械零件设计手册》查得aHaHMPMP530,5802lim1lim,SHlim=11,200,215lim2lim1limFaFaFSMPMP025.4589.117/333.473/21nn由《机械零件设计手册》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1由aHNHHMPSZ58011580lim11lim1aHNHHMPSZ53011530lim22lim2计算及说明结果TaFNFFMPSY24411.1215lim11lim1aFNFFMPSY20411.1200lim22lim2（一）小齿轮的转矩IT)(42.3793771.974/473.9550/9550111mNnPT（二）选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.1（三）计算尺数比=4.025（四）选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取d＝1（五）计算小齿轮分度圆直径1d1d≥计算及说明结果1d766uuKTHdI223][)1(=766025.45301)1025.4(684.401.123=44.714(mm)（六）确定齿轮模数mmmda343.1124.0251244.7121m=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×185.871取m=2（七）确定齿轮的齿数1Z和2z36.223714.4411mdZ取Z1=246.96244.02512ZZ取Z2=96（八）实际齿数比'4249612'ZZ齿数比相对误差006.0'Δ±2.5%允许（九）计算齿轮的主要尺寸)(4824211mmmZd)(19296222mmmZdZ1=24Z2=961d=48mm2d=192mm计算及说明结果中心距mmdda12019248212121齿轮宽度)(4848112mmdBdB1=B2+(5～10)=53～58(mm)取B1=57(mm)（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度smndv/189.1100060333.4734814.310006011查表应取齿轮等级为9级，但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。4.2.2齿轮弯曲强度校核（一）由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力aFMP2441aFMP2042（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力由《机械零件设计手册》得1FY=2.632FY=2.19比较FFY/的值1FY/[1F]=2.63/244=0.01082FY/[2F]=2.19/204=0.0107计算大齿轮齿根弯曲应力为a=120mmB1=57mmB2=48mmV=1.1890(m/s)定为IT7计算及说明结果2236663.2741.101200020002222111ZmBYKTFF1)(952.40FMPa齿轮的弯曲强度足够4.2.3齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径ad由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25)(542)1224(221111mmmhZhddaaa)(1962)1296(222222mmmhZhddaaa齿距P=2×3.14=6.28(mm)齿根高)(5.2mmmchhaf齿顶高)(221mmmhhaa齿根圆直径fd)(435.2248211mmhddff)(1875.22192222mmhddff4.3齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径d=50)(mm轮毂直径1D=1.6d=1.6×50=80)(mm轮毂长度)(662mmBL轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8轮缘内径2D=2ad-2h-20=196-2×4.5-2×8强度足够1ad=54mm2ad=196mmh=4.5mmS=3.14mmP=6.28mmhf=2.5mmha=2mmdf1=43mmdf2=187mm计算及说明结果=171(mm)取D2=170(mm)腹板厚度c=0.32B=0.3×48=14.4取c=15(mm)腹板中心孔直径0D=0.5(1D+2D)=0.5(170+80)=125(mm)腹板孔直径0d=0.25（2D-1D）=0.25（170-80）=22.5(mm)取0d=20(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1齿轮工作如图2所示：计算及说明结果第五章轴的设计计算5.1轴的材料和热处理的选择由《机械零件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa5.2轴几何尺寸的设计计算5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径从动轴2d=c223nP=115587.117955.13=29.35考虑键槽2d=29.35×1.05=30.82选取标准直径2d=32mm5.2.2轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。5.2.3轴的强度校核从动轴的强度校核圆周力tF=222000dT=2000×158.872/192=1654.92径向力rF=tFtan=1654.92×tan20°=602.34由于为直齿轮，轴向力aF=0作从动轴受力简图：（如图3所示）D2=32mm从动轴RARBRHARHBFtFtFrRvARvBFt水平面弯矩垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图计算及说明结果L=110mmHAR=HBR=0.5tF=0.5×1654.92=827.46)(NHCM=0.5HARL=827.46×110×0.5/1000=51.72)(mNVAR=VBR=0.5rF=0.5×602.34=301.17)(mNVCM=0.5VARL=501.17×110×0.5/1000=36.4)(mN转矩T=158.872)(mN校核CM=22VCHCMM=2282.1872.51=55.04)(mNeM=22aTMC=22872.1586.004.55=118.42)(mN由图表查得，b1=55MPad≥10beM131.0=1055*1.042.1183=29.21(mm)考虑键槽d=29.21mm45mm则强度足够第六章轴承、键和联轴器的选择6.1轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62072个（GB/T276-1993）从动轴承62092个（GB/T276-1993）寿命计划：从动轴承2个计算及说明结果两轴承受纯径向载荷P=rF=602.34X=1Y=0从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷rC=25.6KNtf=1=3hL10=PCfnrt266010=3634.602100016.25589.1176010=10881201预期寿命为：8年，两班制L=8×300×16=38400hL10轴承寿命合格6.2键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力p=100MPap=lhFt`=hldTI4000=32308872.1584000=82.75p则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力p=100MPap=lhFt`=hldTI4000=50358872.1584000=45.392p则强度足够，合格从动轴外伸端键10×40GB/1096—2003与齿轮联接处键14×52GB/T1096—2003计算及说明结果6.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3CT=9550IIIInKP=9550×589.117916.13.1=202.290选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩nT=250，CTnT。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，选d=35，轴孔长度L=82TL8型弹性套住联轴器有关参数选用TL8型弹性套住联轴器型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/（r·1min轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型TL625033003582160HT200Y型A型第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图7.1润滑的选择确定7.1.1润滑方式1.齿轮V=1.2＜＜12m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑2.轴承采用润滑脂润滑7.1.2润滑油牌号及用量齿轮浸油润滑轴承脂润滑计算及说明结果1.齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距10～