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1、機械設計綜合實踐報告 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：二級圓柱齒輪減速器 設計者： 學號： 指導教師： 東南大學機械工程學院 2010年1月 18 日 摘要：按照任務書的設計要求，完成了的減速器設計。設計內容包括傳動系統(tǒng)總體方案的確定，傳動系統(tǒng)的設計，重要零件的設計計算，重要零件零件圖的繪制以及箱體的結構設計和一些輔助零件的設計，使自己對機械設

2、計課程內容有了更深刻的認識，進一步鞏固了所學的機械制圖的知識。初步掌握了機械設計的一般過程，并在設計減速器的過程中對機械設計這個行業(yè)產生了濃厚的興趣。 關鍵詞：機械設計，減速器，傳動系統(tǒng) Abstract：Completed the design of the machine of the system according to the concrete mission. designed contents including deciding the total plan of the system, designing of the transmission system, des

3、igning main parts of the system, drawing graphs of important parts of the machine, designing specific structures of the machine. In the process, I know more about mechanical design and deepen the knowledge about drawing graphs which I learned before. In the process, I learned the general process of

4、mechanical design. Even more I have brought up rich interest in mechanical design through the project. Keywords: mechanical design, reducer, transmission system 摘要…………………………………………………………2 第一章 緒論 1.1 引言……………………………………………………3 1.2 目的……………………………………………………3 第二章 設計項目 2.

5、1 設計任務………………………………………………3 2.2 傳動方案的選擇………………………………………4 2.3 電動機的選擇…………………………………………4 2.4 傳動比的計算與分配…………………………………5 2.5 傳動參數(shù)的計算………………………………………5 2.6 傳動零件的設計計算…………………………………6 2.7 軸及軸承的設計………………………………………11 2.8 聯(lián)軸器與帶輪的選擇…………………………………14

6、 2.9 鍵的選擇………………………………………………15 2.10 箱體及減速器附件說明………………………………16 第三章 小結……………………………………………………………16 第四章 參考文獻………………………………………………………17 第一章 緒論 1.1 引言 機械設計綜合課程設計是對我們一個學年內學習狀況的考察，也是鍛煉同學自主創(chuàng)新、設計及思考的一項課題。 本次機械設計課程設計的主題為“二級展開式圓柱齒輪減速器”，在設計過程中涉及到了很多在過去的一年中我們所學到的知識，例如齒輪、軸和與它們相關的知識。這次是我們第一次接觸實際

7、進行設計，相信無論對于我們知識的強化還是創(chuàng)新能力、思考能力都是一次鍛煉和挑戰(zhàn)。 1.2 目的 綜合運用機械設計基礎、機械制造基礎的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程全面了解一個機械產品所涉及的結構、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，培養(yǎng)綜合分析、實際解決工程問題的能力。 第二章. 設計項目 2.1 設計任務 帶式運輸機雙級展開式齒輪傳動裝置設計 設計圖例： 1.電動機 2.V帶傳動 3二級圓柱齒輪減速器 4.聯(lián)軸器 5.卷筒 6.運輸帶 設計要求： 1．設計用于帶式運輸機的傳動裝置 2．連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載起

8、動，運輸帶允許誤差為5% 3．使用期限為5年，小批量生產，兩班制工作 設計基本參數(shù)： 數(shù)據(jù)組編號 5 工作機軸輸入轉矩 T/(n.m) 1440 運輸帶工作速度m/s 1.4 滾筒直徑 d/mm 400 設計任務： 1．完成裝配圖1張（A0），零件圖（低速軸齒輪和低速軸）2張（A3）。 2．編寫機械設計綜合實踐報告 2.2 傳動方案設計 傳動方案：電動機通過帶傳動輸入到雙級圓柱齒輪減速器，高速級齒輪與低速級齒輪都采用圓柱斜齒輪。低速級通過聯(lián)軸器與滾筒連接。 2.3 電動機的選擇 由

9、于生產單位普遍使用三相交流電源，所以選用三相交流異步電動機； 由電動機至工作機之間的總效率為：η=η1η24η32η4η5,式中，η1、η2、η3、η4、η5分別為帶輪、深溝球軸承、圓柱斜齒輪、聯(lián)軸器、卷筒傳動效率。取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96。則η=0.79 卷筒輸出功率PW=Fv/1000=2000Tv/d=6KW,工作機所需功率為Pd=PW/η= kFv/1000η=7.09KW(載荷平穩(wěn)時k=1),根據(jù)Pd選擇Y132M-4型三相異步電動機，電動機參數(shù)如下： P額 滿載轉速 伸出端直徑D 伸出端長度E 中心高H

10、鍵槽寬度F 7.5 kw 1440r/min 38mm 80mm 132mm 10mm 2.4 傳動比的計算與分配 1.計算總傳動比 輸送機滾筒的轉速n3=60000v/πd=60000×1.4/(π×360)=66.85r/min,總傳動比i= n / n3=1440/63.66=21.54 2.分配傳動比 取帶傳動傳動比io=2.0,則減速器傳動比ia=i/io=22.62/2.0=10.77，查手冊，減速器高速級齒輪傳動的傳動比i1=3.76，因此低速級齒輪傳動的傳動比i2=10.77/3.76=2.86. 2.5 傳動參數(shù)的計算 1. 各軸轉速：

11、 軸Ⅰ n1=nm/io=720r/min， 軸Ⅱ n2= n1/i1=191.49r/min 軸Ⅲ n3= n2/i2=66.95r/min 2. 各軸輸入功率： 軸Ⅰ P1=Pdη1=6.81kw， 軸Ⅱ P2= P1η2η3=6.47kw 軸Ⅲ P3 =P2η2η3=6.15kw， 卷筒輸入功率P4= P3η2η4=5.97kw 各軸輸出功率: 軸Ⅰ P1’=6.67kw， 軸Ⅱ P2’=6.34kw 軸Ⅲ P3’=6.03kw，

12、 卷筒輸出功率P4’=5.85kw 3. 各軸輸入轉矩: 電機輸出轉矩Td=9550Pd/nm=47.02 N·m 軸Ⅰ T1=90.28N·m， 軸Ⅱ T2=322.68N·m 軸Ⅲ T3=877.28N·m， 滾筒軸 T4=851.14N·m 各軸輸出轉矩： 軸Ⅰ T1’=88.47N·m， 軸Ⅱ T2’=316.23N·m 軸Ⅲ T3’=859.28N·m， 滾筒軸 T4’=834.12N·m 2.6 傳動零件的設計計算 高速級

13、與低速級大小齒輪均選用硬齒面漸開線斜齒輪，高速級與低速級大齒輪均選用20CrMnTi，小齒輪均選用20Cr，20CrMnTi，σHlim1=σHlim2=1440Mpa, σFlim1=σFlim2=370Mpa，齒面最終成形工藝為磨齒。20Cr調質處理后表面淬火，表面HRC=48～55，σHlim1=σHlim2=1200Mpa, σFlim1=σFlim2=310Mpa，齒面最終成形工藝為磨齒。 1.高速級齒輪的設計計算 因為為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。 初取小齒輪齒數(shù)Z1=31，Z2=i1×Z1=116.56（取Z

14、2=117）,實際傳動比i1’= Z2/ Z1=3.77 △=︱(3.77-3.76)/3.76 ︱×100%=0.27%<5% 允許 初選齒寬系數(shù)Φd=0.6, 螺旋角=12°,查得KA=1.0；假設齒輪圓周速度v=3.0m/s，查得 KV=1.03；預估齒寬b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=7，查得KF=1.14；查得KH=KF=1.1，載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.29. 當量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3β=33.12，Zv2=Z2/cos3β=125.02，查得YFa1=2.48，YFa2=2.16,Ysa2=1.64，Ysa2=1.82。 端

15、面重合度 則重合度系數(shù)為 軸向重合度 查得許用彎曲應力SF=1.25（按1%實效概率考慮） 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1=1.04109，大齒輪應力循環(huán)次 查得壽命系數(shù)， 實驗齒輪應力修正系數(shù)YST=2.0,預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 = = 比較與，取== 計算模數(shù) ,取mn=2.5mm 計算主要尺寸 中心距 ,取=189mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬，取b1=54mm，b2=48mm,修正齒寬系數(shù) 驗證載荷系

16、數(shù)K 圓周速度，查得kv=1.03，基本不變；，查得 b/h=，查得；又和不變，則K=1.29，基本沒變，故無需校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。 查得彈性系數(shù)ZE =188，節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.47，重合度系數(shù)Zε=0.761，螺旋角系數(shù)，查得壽命系數(shù)， 工作硬化系數(shù)，尺寸系數(shù)，安全系數(shù) 則許用接觸應力 取 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸強度。 計算幾何尺寸 分度圓直徑d1=mZ1/cosβ=79.176mm，d2=m Z2/cosβ=298.824mm，標準中心距a=(d1+d2)/2=189mm ，嚙合角 齒頂高 齒根高 齒頂圓

17、直徑， 齒根圓直徑 齒寬b1=54mm， b2=48mm。 2.低速級齒輪的設計計算 齒輪仍然為硬齒面齒輪傳動，具有較強的齒面抗點蝕能力，仍然先按齒根彎曲疲勞強度設計，再校核齒面接觸疲勞強度。 初取小齒輪齒數(shù)Z3=33，Z4=i2×Z3=94.38（取Z4=95）,實際傳動比i2’= Z4/ Z3=2.88 △=︱(2.7813-2.78)/2.78 ︱×100%=0.70%<5% 允許 初選齒寬系數(shù)Φd=0.6, 螺旋角=12°,查得KA=1.0；假設齒輪圓周速度v=1.0m/s，查得 KV=1.02；預估齒寬b=40mm，查得KH=1.17； 初取b/h=8，查得K

18、F=1.16；查得KH=KF=1.1，載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=1.30. 當量齒數(shù)Zv3=Z3/cos3β=35.26，Zv4=Z4/cos3β=101.51，查得YFa3=2.46，YFa4=2.18,Ysa3=1.65，Ysa4=1.79。 端面重合度 則重合度系數(shù)為 軸向重合度 查得許用彎曲應力SF=1.25（按1%實效概率考慮） 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N3=2.76108，大齒輪應力循環(huán)次 ，查得壽命系數(shù)，，實驗齒輪應力修正系數(shù)YST=2.0,預取尺寸系數(shù) 許用彎曲應力

19、 = = 比較與，取== 計算模數(shù) ,取mn=3mm 計算主要尺寸 中心距 ,取=196mm 修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬，取b3=67mm，b4=61mm,修正齒寬系數(shù) 驗證載荷系數(shù)K 圓周速度，查得kv=1.02，基本不變；，查得 b/h=，查得 ；又和不變，則K=1.30，沒變，故無需校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強度。 查得彈性系數(shù)ZE =188，節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.47，重合度系數(shù)Zε=0.761，螺旋角系數(shù)，查得壽命系數(shù)， 工作硬化系數(shù)，尺寸系數(shù)，安全系數(shù) 則許用接觸應

20、力 取 校核齒面接觸強度 ，滿足齒面接觸強度。 計算幾何尺寸 分度圓直徑d3=mZ3/cosβ=101.96mm，d4=m Z4/cosβ=290.94mm，標準中心距a=(d3+d4)/2=196mm ，嚙合角 齒頂高 齒根高 齒頂圓直徑， 齒根圓直徑 齒寬b1=67mm， b2=61mm。 2.7 軸及軸承的設計 1. 選材 三根軸的材料均為45,調質處理，硬度為217～255HBS。查得對稱循環(huán)彎曲許用應力 。 2.初步計算軸徑 三根軸為實心軸，，選參數(shù)A=106，得。因為軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故將軸徑增加4%~

21、5%，并考慮與標準件的配合，取軸的直徑為24mm；同理可得d2,min=34.27,取40mm；d3,min=47.83,取50mm。 3.軸承選擇及軸的結構設計: 軸1選取6207深溝球軸承，，其尺寸為，與其配合軸段的軸徑為19mm，軸承內側同一軸段上裝有檔油盤，軸具體結構及布置方案見零件圖。 軸2選取6408深溝球軸承，，其尺寸為，軸承內側同一軸段上裝有檔油盤，軸具體結構及布置見零件圖。 軸3選取6212深溝球軸承，，其尺寸為，軸承內側同一軸段上裝有檔油盤，軸具體結構及布置見零件圖。 4.軸及軸承的校核: 取軸端倒角，按規(guī)定確定各軸肩圓角半徑，鍵槽位于同一軸線上。 高速級齒輪

22、嚙合處齒輪圓周力：，齒輪徑向力：，齒輪軸向力： 低速級齒輪嚙合處齒輪圓周力：，齒輪徑向力：，齒輪軸向力： 校核軸1上軸承: 校核軸承壽命 三對軸承均為深溝球軸承，不會產生附加軸向力，軸向力由圓柱斜齒輪嚙合產生，經過計算發(fā)現(xiàn)軸向力Fa/Fr均小于e，所以對三對深溝球軸承都有X=0,Y=1,即軸承當量動載荷就是其所承受的徑向力。 右邊軸承壽命：當量動載P=Fr=1123.29N ，接近14.55年，滿足要求。 校核軸2上軸承： 校核軸承壽命 三對軸承均為深溝球軸承，不會產生附加軸向力，軸向力由圓柱斜齒輪嚙合產生，經過計算發(fā)現(xiàn)軸向力Fa/Fr均小于e，所以對三對深溝球軸承都有X=0,

23、Y=1,即軸承當量動載荷就是其所承受的徑向力。 左邊軸承壽命：當量動載P=Fr=3801.93N，，接近17.41年，滿足要求。 校核軸3及軸上軸承： 計算軸承處作用于軸上的支反力，得：水平面內的支反力，垂直面內的支反力. 軸的受力圖、彎矩圖、扭矩圖如下： 校核軸的強度 取 校核最細處:，安全。 校核軸承壽命： 三對軸承均為深溝球軸承，不會產生附加軸向力，軸向力由圓柱斜齒輪嚙合產生，經過計算發(fā)現(xiàn)軸向力Fa/Fr均小于e，所以對三對深溝球軸承都有X=0,Y

24、=1,即軸承當量動載荷就是其所承受的徑向力。 左邊軸承壽命：當量動載P=Fr=4645.79N，，接近6.46年，滿足要求。 2.8 聯(lián)軸器與帶輪的選擇 聯(lián)軸器：選擇YL10型聯(lián)軸器，公稱扭矩Tn=630N·m，J型軸孔，孔徑d1=50mm,與軸配合為H7/r6，聯(lián)軸器軸孔長107mm，用8個M12普通螺栓固定。 帶輪：查得工作情況系數(shù)KA=1.3，PC=KAP=9.75KW,根據(jù)PC選擇A型帶，取主動輪基準直徑D1=125mm，D2=i·D1=247.5mm，標準化后D2=250mm。驗證帶速度v==6.4088<35m/s,可以使用。0.7（D1+ D2）

25、2),即260.75mm120°,包角滿足要求。查得PO=0.94KW,△PO=0.17KW,Kα=0.96,KL=0.91,算得v帶根數(shù)z=4.95，取z=5，查得q=0.1，算得預緊力FO=173.51N,進而算得作用與軸上的徑向力F帶=1721.87N. 帶輪為標準件，選用A型普通v帶，單根v帶長1600mm,使用5根普通v帶傳動;主動輪基準直徑D1=125mm，從動輪基準直徑D2=250mm，主動輪與從動輪中心距a=

26、500mm,帶輪寬度B=80mm,帶輪輪轂長度L=50mm,帶輪孔徑d=24mm。 2.9 鍵的選擇 所有的鍵均采用45鋼，[]=130MPa 軸Ⅰ： 按軸徑Φ=24選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=8×7mm，鍵長70mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度校核：< ，故合格。 對右邊的齒輪處：按軸徑Φ=48選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長40mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度校核：<，故合格。 軸Ⅱ： 對左邊齒輪處：按軸徑Φ=50選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長32mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度

27、校核：<，故合格。 對右邊齒輪處：按軸徑Φ=50選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長56mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度校核：<，故合格。 軸Ⅲ： 對左邊齒輪處：按軸徑Φ=70選用B型平鍵，截面尺寸為b×h=20×12mm，鍵長50mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度校核：<，故合格。 對右邊聯(lián)軸器處：按軸徑Φ=50選用B型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長63mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。 強度校核：<，故合格。 2.10 箱體及減速器附件說明 減速器在工作時會有劇烈震動和沖擊，鑄鐵材料具有良好的沖擊減震性能

28、，因此箱殼用HT200灰鑄鐵鑄造而成，外表較美觀且易于切削。為了保證箱殼有足夠的剛度，在軸承凸臺上下做出了剛性加固筋。箱底有約8mm的斜度，以便放油時能將油放干凈。 減速器采用凸緣式端蓋，在軸1和軸3的外伸端均用密封件密封，軸所有承靠內側都裝有檔油盤，采用潤滑脂潤滑軸承，檔油盤可以阻止?jié)櫥魇?，同時阻止機箱內潤滑油飛濺到軸承孔內與潤滑脂摻和，箱體內的用于齒輪的潤滑油采用中等粘度的N150號工業(yè)油。 箱體底部鑄出了凹入部分，以減少加工面并使支撐凸緣與地量好接觸。 箱蓋上開有視孔，用來檢查嚙合，潤滑和齒輪損壞情況，并用來加注潤滑油。為了防止污物落入和油滴飛出，視孔用視孔蓋、墊片和螺釘封死。

29、機器運轉過程中會發(fā)熱，因此視孔蓋上面裝有通氣器。 為了觀察箱內油面高度，保證箱內油亮適當，在箱體上便于觀察和油面較穩(wěn)定的地方裝上了油標。 在箱體最底部開有放油孔，以排除油污和清洗減速器。放油孔平時用油塞和封油圈封死。油塞用細牙螺紋，材料為235鋼。封油圈石棉橡膠紙制成。 為了便于搬運減速器，在箱體上鑄出了吊鉤，在箱蓋上鑄出了吊環(huán)。起調整個減速器時，一般使用箱體上的吊鉤。對重量不大的中小型減速器，才允許用吊環(huán)來起調整個減速器，否則只用來起吊箱蓋。 為了加工時精確地鏜制減速器的軸承座孔，安裝時保證箱蓋與箱體的相互位置，再分箱面凸緣兩端裝置兩個圓錐銷，以便定位。

30、 第三章 小結 機械課程設計是機械設計實踐環(huán)節(jié)當中的非常重要的一環(huán)，本次機械課程設計時間一共四周時間。但是通過本次每天都過得很充實的機械課程設計，從中得到的收獲還是非常多的。 ? 這次機械課程設計我得到的題目是設計一個二級圓柱齒輪減速器，由于理論知識的不足，再加上平時沒有什么設計經驗，一開始的時候有些手忙腳亂，不知從何入手。但是在老師的知道幫助和同學們的熱情幫助下，使我找到了信心?，F(xiàn)在想想其實機械課程設計當中的每一天都是很累的。有的同學更是選擇了一整夜的學習畫圖找資料。其實正向老師說得一樣，設計所需要的東西都在書上了，當時自己老是想找到什么捷徑來完成這次任務。但是機械設計的機械課程設計沒

31、有那么簡單，你想copy或者你想自己胡亂蒙兩個數(shù)據(jù)上去來騙騙老師都不行，因為你的每一個數(shù)據(jù)都要從機械設計書上或者機械設計手冊上找到出處，不讓的話就麻煩了。我因為這個就吃了不少的虧，比如在我設計減速器的裝配草圖時我沒有太注意相關尺寸，致使我設計的箱體出現(xiàn)了較大的結構錯誤，間接導致了我以后的裝配圖的步履維艱。雖然種種困難我都已經克服，但是還是難免我有些疏忽和遺漏的地方。完美總是可望而不可求的，不在同一個地方跌倒兩次才是最重要的。抱著這個心理我一步步走了過來，最終完成了我的任務。 ?? 在設計過程中培養(yǎng)了我的綜合運用機械設計課程及其他課程理論知識和利用生產時間知識來解決實際問題的能力，真正做到了學

32、以致用。在此期間我我們同學之間互相幫助，共同面對機械設計機械課程設計當中遇到的困難，培養(yǎng)了我們的團隊精神。在這些過程當中我充分的認識到自己在知識理解和接受應用方面的不足，特別是自己的系統(tǒng)的自我學習能力的欠缺，將來要進一步加強，今后的學習還要更加的努力。本次機械課程設計不僅僅是對自己所學的知識的一次系統(tǒng)總結與應用，還是對自己體質的一次檢驗，檢驗結果是不合格。在本次機械課程設計當中，由于天冷，也由于機械課程設計的環(huán)境艱苦，許多的同學都感冒了，更有幾個同學是剛打完點滴，就開始設計，精神可嘉。我在這次機械課程設計當中，也不幸得感了冒，現(xiàn)在設計完了就可以好好地睡上一覺了。 ?? 本次機械課程設計由于時

33、間的倉促，還有許多地方有不足之處。再加上機械課程設計選在臨近期末考試期間進行，就更顯得不是很人性話了。但是艱難困苦玉汝于成，機械設計機械課程設計看來我是無法忘記的了。 第四章 參考文獻 1 吳克堅,于曉紅,錢瑞明. 機械設計. 北京:高等教育出版社, 2005 2 強建國,馬曉,鄭海霞,傅頂云. 機械設計課程設計. 成都:西南交通大學出版社，2007 3 陸潤民,許繼晏. 機械制圖. 北京:清華大學出版社, 2005 4 龔桂義,羅圣國,李平林等. 機械設計課程設計指導書. 北京:高等教育出版社，1990 5 龔桂義主編. 機械設計課程設計圖冊. 北京:高等教育出版社,1989 第 18 頁 共 18 頁