河南理工大学机械设计减速器课程设计

机械设计课程设计姓名：杨光班级：机制1001学号：311004000224指导教师：杨现卿成绩：2013年7月11日-1-目录1.设计目的……………………………………………………………22.设计方案及要求……………………………………………………23.电机选择……………………………………………………………34.装置运动动力参数计算……………………………………………45.齿轮设计……………………………………………………………66.轴类零件设计………………………………………………………167.轴承的寿命计算……………………………………………………328.键连接的校核………………………………………………………339.润滑及密封类型选择……………………………………………3510.减速器附件设计…………………………………………………3511.箱体结构设计……………………………………………………3612.课程设计心得体会………………………………………………3813.参考文献…………………………………………………………38-2-1.设计目的机械设计基础是一门培养学生获得机械设计能力的技术基础课程。在工科高等院校的大多数专业教学计划中，它是一门重要的专业技术基础课程。根据课程教学基本要求，有两个极其重要的教学环节，一个是理论教学，另一个就是课程设计。在经过理论教学后所进行的课程设计是一个极其重要的实践性教学环节，也是学生第一次较全面的设计能力训练，应使学生达到如下的几个目的：(1)学生学会综合运用本课程及其它相关先修课程中所学到的理论和生产实践知识，分析和解决机械设计问题，并使这些知识得到巩固、提高。(2)初步树立起正确的设计思想，掌握一般机械设计的基本方法和技能，培养学生观察、提问、分析和解决问题的独立设计工作能力，训练设计构思和创新精神。(3)培养学生熟练地应用机械设计手册、图册、图表、国家标准(GB)、部颁标准(JB等)和规范，提高学生有关计算、绘图、数据处理、撰写学术总结(报告)等机械设计的基本技能。2.设计方案及要求据所给题目：设计一链式输送机的传动装置(两级展开式圆柱直齿轮减速器)，方案图如下图1：1---电动机2—联轴器3—减速器4—联轴器5---输送带图1-3-技术与条件说明：1)传动装置的工作年限为10年，每年按300天计算，每天16小时计算；2)工作情况：单向运转，工作中载荷有轻微振动；3)运动要求：工作机允许速度误差±5%，输送机效率0.96；4)检修周期：大修期限3年；5)专门工厂小批量生产。设计要求：1)减速器装配图1张(A1)；2)零件图2张(A2，低速级齿轮，低速级轴)；3)设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；4)相关参数：运输链工作拉力F=2.1KN，输送带速度V=1.9sm/，卷筒直径D=340mm。3.电机选择3.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2选择电动机的容量工作机有效功率Pw=1000VF,根据任务书所给数据F=2.1KN，V=1.9sm。则有：Pw=1000VF=2100×1.9/1000=3.99KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=232241式中1，2，3，分别为滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率。据《机械设计手册》知：1=0.99，2=0.97，3=0.99，则有：=2240.9979.00.99=0.89所以电动机所需的工作功率为：-4-Pd=9.0wP=4.98KW取Ped=5.5KW3.3确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I齿=8~60，则系统的传动比范围应为：I=I齿=8~60工作机卷筒的转速为nw=Dv100060=min/10734014.31.9100060r所以电动机转速的可选范围为nd=Iwn=(8~60)107=(856~6420)min/r符合这一范围的同步转速只有1000r/min、1500r/min、3000r/min三种。考虑重量和价格,确定电机的型号为Y132S1-4。其满载转速为1440r/min,额定功率为5.5KW。4.装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比I=5.131071440wdnn2)分配到各级传动比因为I=I齿，则I齿=13.5，分配减速器传动比，参考机械设计指导书：按展开式布置方式，考虑润滑条件，取高速级传动比2312i1.3i，所以，分配齿轮传动比得高速级传动比为2.41.35.31i12，低速级传动比为2.31.34.2i23。4.2传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：minr4401n0输入功率：P0=Pd=5.5KW-5-输出转矩：T0=9.556100nPd=9.5561014405.5=3.65410NmmⅠ轴（高速轴）转速minr4401n0n1输入功率：300101PPP=KW45.50.995.5输入转矩：T1=1161055.9nP9.55610mmN4106.3144045.5Ⅱ轴（中间轴）转速：min/3434.21440in1n212r输入功率：KW23.597.099.045.52111212PPP输入转矩：T2=2261055.9nP9.55610mmN51046.134323.5Ⅲ轴（低速轴）转速：n3=min/1073.2343232rin输入功率：KW02.597.099.023.52122323PPP输入转矩：563363104.4810702.51055.91055.9npTNmm输出轴：转速：min/071nn34r输入功率：P4=P331334P=5.0299.099.0=4.92KW输入转矩：5644641039.41074.921055.91055.9npTNmm各轴运动和动力参数表4.1表4.1轴号功率（KW）转矩（Nmm）转速（minr）电机轴5.53.654101440-6-Ⅰ轴5.453.64101440Ⅱ轴5.231.46510343Ⅲ轴5.024.48510107输出轴4.924.395101075.齿轮设计5.1高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1)按图1所示的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2)运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；(GB10095—88)3)材料的选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢(调质),硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS；4)选小齿轮齿数为1Z=20，大齿轮齿数2Z可由2Z=12i1Z=84，取84；2.按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)进行试算，即：2311)][(132.2HHdttZuuTKd(1)确定公式中各数值1)试选tK=1.3。2)计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=1161055.9nP9.55610mmN4106.3144045.5。3)由表10-7选取齿宽系数d=1。4)由表10-6查的材料的弹性影响系数EZ=189.8MPa215)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa。6)由式10-13计算应力循环次数。9h11101472.401003821144060jn60LN-7-89129210874.94.2101472.4i101472.4N7)由图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK=0.90；2HNK=0.92。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=1，有[H]1=SKHHN1lim1=0.90600=540MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.92550=506MPa(2)计算1)计算小齿轮的分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值。由设计计算公式(10-9a)可得：mm69.46mm)5068.189(4.25.21106.33.132.22341td2)计算圆周速度v。sm3.52100060144069.4614.310006011ndvt3)计算齿宽bb=tdd1=46.69mm4)计算齿宽与齿高之比hb模数mmzdmtt3345.20246.6911齿高mmmht25.53345.225.225.289.85.2546.69hb5)计算载荷系数。跟据v=3.25sm，8级精度，图10-8得1.15VK；直齿轮，FHKK=1；由表10-2查得使用系数1.00AK；由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.450HK；-8-由89.8hb，1.450HK查图10-13得1.40FK；故载荷系数：6675.11.45011.151.00KvHHAKKKK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：mmKKddtt73.053.11.667569.6433117)计算模数m。mmZdm54.22050.73113.按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-5)得弯曲疲劳强度的设计公式为3aSa211Y2FFdYZKTm(1)确定公式内的各计算数值×1)计算载荷系数。61.11.4011.151.00KvFFAKKKK2)查取齿形系数由表10-5查得2.801aFY，2.222aFY3)查取应力校正系数由表10-5查得1.551aSY,1.772aSY4)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极a5001MPFE；大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3802MPFE。5)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.881NFK，90.02NFK。6)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：MPa314.291.45000.88111SKFEFNF-9-MPa244.291.438090.0112SKFEFNF7)计算大、小齿轮的][FSaFaYY，并加以比较0.01381314.291.552.80][111FSaFaYY0.01608244.291.772.22][222FSaFaYY经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算mm1.67mm0.01608201103.661.12m324对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.67并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径mmd501，算出小齿轮齿数365.52250.7311mdZ，取251Z105252.41122ZiZ,取1052Z4.几何尺寸计算(1)计算分度圆直径mm0552211mZdmm102105222mZd(2)计算中心距mm13022051252)(a21mZZ(3)计算齿轮宽度mmdd50501b1mmB502取mmB551，-10-5.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表5-1名称符号计算公式及说明模数m2压力角o20齿顶高ahmm2maahh齿根高fhfh(ah+c)m=2.5mm全齿高hh=(ah2+c)m=4.5mm分度圆直径1d