減速器裝配圖、大齒輪零件圖和輸出軸零件圖.doc

第1章 初始參數及其設計要求保證機構件強度前提下，注意外形美觀，各部分比例協調。初始參數：功率P=2.8kW，總傳動比i=5第2章 電動機2.1 電動機的選擇根據粉碎機的工作條件及生產要求，在電動機能夠滿足使用要求的前提下，盡可能選用價格較低的電動機，以降低制造成本。由于額定功率相同的電動機，如果轉速越低，則尺寸越大，價格越貴。粉碎機所需要的功率為，故選用Y系列（Y100L2-4）型三相籠型異步電動機。 Y系列三相籠型異步電動機是按照國際電工委員會（IEO）標準設計的，具有國際互換性的特點。其中Y系列（Y100L2-4）電動機為全封閉的自扇冷式籠型三相異步電動機，具有防灰塵、鐵屑或其它雜務物侵入電動機內部之特點,B級絕緣,工作環(huán)境不超過40,相對溫度不超過95%,海拔高度不超過1000m,額定電壓為380V,頻率50HZ,適用于無特殊要求的機械上，如農業(yè)機械。 Y系列三相籠型異步電動具有效率高、啟動轉矩大、且提高了防護等級為IP54、提高了絕緣等級、噪音低、結構合理產品先進、應用很廣泛。其主要技術參數如下：型號： 同步轉速： 額定功率：滿載轉速：堵轉轉矩/額定轉矩： 最大轉矩/額定轉矩：質量：極數：4極機座中心高：該電動機采用立式安裝，機座不帶底腳，端蓋與凸緣，軸伸向下。2.2 電機機座的選擇表2-1機座帶底腳、端蓋無凸緣Y系列電動機的安裝及外型尺寸（mm）機座號級數ABCDEFG100L4160140632860824HKABACADBBHD L-10012205205180170245380- 第3章 傳動比及其相關參數計算3.1 傳動比及其相關參數的分配根據設計要求，電動機型號為Y100L2-4，功率P=3kw，轉速n=1420r/min。輸出端轉速為n=300r/min?？倐鲃颖龋?； （3-1）分配傳動比：??；齒輪減速器：； （3-2） 高速傳動比：； （3-3）低速傳動比：。 （3-2） 3.2 運動參數計算3.2.1 各軸轉速電機輸出軸： 軸I： （3-4） 軸II： （3-4） 軸III： （3-4）3.2.2 功率計算Y型三相異步電動機，額定電壓380伏，閉式。查手冊取機械效率：，聯軸器軸承 動載荷系數：K=1 輸出功率： 總傳動效率： （3-5） 電動機所需功率：即 軸I： （3-6） 軸II： 軸III：3.2.3 轉矩計算 （3-7）3.2.4 參數列表表3-1傳動系統及其運動參數軸 參數電機軸I軸II軸III軸功率P（kw）2.462.342.2轉速n(r/min)1420473.33315.6300轉矩T(N.mm)第4章 帶及帶輪的設計 根據設計方案及結構，該機選用普通V帶傳動。它具有緩和載荷沖擊、運行平穩(wěn)、無噪音、中心距變化范圍較大、結構簡單、制造成本低、使用安全等優(yōu)點。4.1 普通V帶傳動的計算已知：電動機功率 ， 電動機轉速 ，粉碎機主軸轉速。4.1.1 確定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數 由機械設計基礎（第三版）表8.21工作情況 計算功率 選帶型號 由圖8.12普通V帶選型圖 A型普通V帶 小帶輪直徑 取大帶輪直徑 帶傳動滑動率一般為1%2% 取=1% （4-1）取大帶輪轉速 （4-2） 結果在525m/s之間，滿足要求。4.1.2 確定帶長 求 （4-3） 求 （4-4） （4-5）=取標準值4.1.3 確定中心距a 初定中心距 （4-6） 根據實際確定：初定中心距 計算實際中心距 4.1.4 確定帶輪包角小帶輪包角 （4-7） ，滿足要求 4.1.5 確定帶根數Z 帶速 取傳動比 取帶根數 由表8.9A型單根V帶的基本額定功率 由圖8.11小帶輪包角系數 取 由機械設計基礎（第三版）表8.4查得 由表8.19普通V帶傳動比系數 取 由式 （4-8） 取4.1.6 確定軸上載荷單根V帶張緊力 由式8.19，由表11.4 （4-9） = =169.24N 軸上載荷 =1003.08 （4-10）4.1.7 選擇帶型選用3根A4000GB/T 11544-1997的V帶，中心距a=470mm，帶長1400mm4.2 帶輪結構帶速時的帶傳動，其帶輪內一般用HT200制造，高速時應使用鋼制造，帶輪的速度可達到。由于該機帶速為，故帶輪材料選用HT200。在設計帶輪結構時，應使帶輪易于制造，能避免因制造而產生過大的內應力，重量要輕。根據結構設計，大帶輪選用腹板式結構；小直徑的帶輪可以制造為圓柱形。故該機小帶輪制造為圓柱形。帶截面尺寸和帶輪輪緣尺寸：帶型號：A型 頂部寬：13 節(jié)寬：11.0 高度： 帶輪基本參數：基準寬度，基準線上槽深，基準線下槽，槽間距，槽邊距，最小輪緣厚，帶輪寬度=48mm（輪槽數），外徑第5章 齒輪傳動的設計5.1 齒輪傳動概述齒輪傳動是機械傳動中應用最廣泛的一種傳動形式。其主要優(yōu)點是傳動效率高，傳動比準確，結構緊湊，工作可靠，壽命長；主要缺點是制造成本高，不適宜于遠距離兩軸之間的傳動。按照工作條件，齒輪傳動可分為開式傳動和閉式傳動兩種。開式傳動：齒輪外露，不能保證良好的潤滑，且易于落入灰塵、異物等，齒輪面易磨損。閉式傳動：齒輪被密封在剛性的箱體內，密封潤滑條件好，安裝精度高。重要的齒輪傳動大多數采用閉式傳動。5.2 高速級齒輪設計與計算5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1.根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）。3.材料選擇。由機械設計基礎（第三版）表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為235HBS，二者材料硬度差為45HBS。4.選小齒輪齒數=41，大齒輪齒數圓整后齒數取=193。5.2.2 按齒面接觸強度設計按照下式試算： （5-1）1.確定公式內的各計算數值轉矩試選載荷系數1.6由機械設計基礎（第三版）表10-7選取齒寬系數由表機械設計基礎（第三版）表10-6查得材料的彈性影響系數由機械設計基礎（第三版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限由機械設計基礎（第三版）式10-13計算應力循環(huán)次數 （5-2）由機械設計基礎（第三版）圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得： （5-3）因此，許用接觸應力 （5-4）由機械設計基礎（第三版）圖10-30選取區(qū)域系數2.設計計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得： 計算圓周速度 （5-5）計算齒寬b及模數 （5-6） （5-7） （5-8）計算縱向重合度 （5-9）計算載荷系數查機械設計基礎（第三版）表10-2得載荷系數=1根據V=3.28m/s，8級精度，由機械設計基礎（第三版）圖10-8查得動載荷系數=1.16由機械設計基礎（第三版）表10-4查得：由機械設計基礎（第三版）表10-13查得=1.325由機械設計基礎（第三版）表10-3查得= =1.2因此，載荷系數 （5-10）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 （5-11）計算模數 （5-12）5.2.3 按齒根彎曲強度設計按下式計算： （5-13）1. 確定公式內的各計算數值1)計算載荷系數2)根據縱向重合度，從機械設計基礎（第三版）圖10-28查得螺旋角影響系數3)計算當量齒數 （5-14）4)查取齒形系數由機械設計基礎（第三版）表10-5查得，5)查取應力校正系數由機械設計基礎（第三版）表 10-5查得，6)由機械設計基礎（第三版）圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限7)由機械設計基礎（第三版）圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得： （5-15）9)計算小、大齒輪的并加以比較 （5-16）大齒輪的數值較大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=1.25mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=51.25mm，來計算應有的齒數。于是由： （5-17）取，則，取。5.2.4 幾何尺寸計算1. 計算中心距 （5-18）將中心距圓整為146mm。2. 修正螺旋角 （5-19）因值改變不多，故參數、等不必修正。3.小、大齒輪的分度圓直徑 （5-20）4.計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。5.2.5 齒輪的主要幾何參數表5-1 齒輪各主要參數參數名稱小齒輪大齒輪齒數Z41193模數m1.251.25齒輪分度圓直徑d mm51.25241.25齒輪齒頂圓直徑mm53.75243.75齒輪基圓直徑mm48.2226.7齒寬b mm5358.4齒輪中心距5.3 低速級齒輪設計與計算5.3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1.根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2.精度等級仍選用8級精度（GB10095-88）。3.材料選擇。由機械設計基礎（第三版）表10-1選擇小齒輪材料為45（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為ZG310-570（正火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4.選小齒輪齒數，大齒輪齒數取5.3.2 按齒面接觸強度設計按照下式試算： （5-1）1.確定公式內的各計算數值1)轉矩2)試選載荷系數3)由機械設計基礎（第三版）表10-7選取齒寬系數4)由機械設計基礎（第三版）表10-6查得材料的彈性影響系數5)由圖機械設計基礎（第三版）表10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限； 大齒輪的接觸疲勞強度極限6)由機械設計基礎（第三版）式10-13計算應力循環(huán)次數 （5-2）7)由機械設計基礎（第三版）圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，8)計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得： （5-3）因此，許用接觸應力 （5-4）9)由機械設計基礎（第三版）圖10-30選取區(qū)域系數10)由機械設計基礎（第三版）圖10-26查得，因此有2.設計計算1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2)計算圓周速度 （5-6）3)計算齒寬b及模數 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數查機械設計基礎（第三版）表10-2得載荷系數=1根據v=0.96m/s，8級精度，由圖10-8查得動載荷數=1.04由機械設計基礎（第三版）表10-4查得：由機械設計基礎（第三版）表10-13查得=1.35由機械設計基礎（第三版）表10-3查得= =1.2因此，載荷系數6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 （5-11）7)計算模數 （5-12）5.3.3 按齒根彎曲強度設計按下式計算： （5-13）1.確定公式內的各計算數值1)計算載荷系數2)根據縱向重合度，從機械設計基礎（第三版）圖10-28查得螺旋角影響系數。3)計算當量齒數 （5-14）4)查取齒形系數由機械設計基礎（第三版）表10-5查得，5)查取應力校正系數由機械設計基礎（第三版）表 10-5查得，6)由機械設計基礎（第三版）圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限7)由機械設計基礎（第三版）圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1，得： （5-15）9)計算小、大齒輪的并加以比較 （5-16）大齒輪的數值較大。2.設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=86mm來計算應有的齒數。于是由： （5-17）則。5.3.4 幾何尺寸計算1.計算中心距 （5-18）2.修正螺旋角 （5-19）因值改變不多，故參數、等不必修正。3.小、大齒輪的分度圓直徑 （5-20）4.計算齒寬 圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬5.3.5 齒輪的主要幾何參數表5-2齒輪各主要參數參數名稱小齒輪大齒輪齒數Z43142模數m22齒輪分度圓直徑d mm86284齒輪齒頂圓直徑mm90288齒輪基圓直徑mm80.81266.87齒寬b mm79.673.6齒輪中心距第6章 傳動軸和傳動軸承的設計6.1 軸的概述軸是組成機器的重要零件之一，其功用是支撐回轉零件及傳遞運動和動力，因此大多數軸都要承受轉矩和彎矩的作用。軸的分類：按照承受彎、扭載荷的不同，軸可以分為轉軸、心軸和傳動軸三類。軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼廉價，對應力集中的敏感性小，又可以通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強度，故應以較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調質和正火處理。合金鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能，可以再傳遞大功率并要求減小尺寸與質量和提高軸頸耐磨性時采用。6.2 高速軸的設計及校核6.2.1 選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用45鋼，硬度217255HBS。查機械設計手冊可知，。6.2.2 初估直徑查表14.1常用材料的值和C值得材料系數C=112于是 （6-1）考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加35%，所以，圓整取20mm6.2.3 結構設計I軸結構及格部分尺寸如下圖所示：圖6.1 高速軸6.2.4 強度校核齒輪上作用力： (6-2) (6-3)如圖，計算水平支反力：圖6.2彎矩圖如圖，計算垂直支反力：繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右點彎矩分別為： 注意到，由表可得，于是， (6-4)當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩繪圖如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩圖如圖，自左向右折點依次對應以下數據： (6-5) 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面校核II，危險截面校核III： 符合要求 符合要求 符合要求由此得出結論，用當量彎矩法校核所得結果強度要求。另外，考慮到安裝齒輪軸的直徑與齒輪齒根圓直徑相差約四個模數，因此可以把該軸段做成齒輪軸，其左邊定位軸肩不變，輪齒兩端角至軸肩。6.3 高速軸軸承校核選擇軸承的型號為：角接觸球軸承7207C。其中軸承參數為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。 (6-6) 根據公式計算得可得e=0.394則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則，對軸承1，取，查得對軸承2，取，由表得沖擊載荷系數因為，這里僅校核軸承1的壽命。軸承符合強度要求。6.4 中間軸設計及校核6.4.1 選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調質45鋼，硬度為217255HBS。查機械設計手冊可知 6.4.2 初估直徑由表可得材料系數C=112于是 （6-1）考慮到軸上有鍵槽，軸徑應增加3%，所以，圓整取35mm6.4.3 結構設計II軸結構尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R2。圖6.3中間軸6.4.4 強度校核齒輪上作用力： （） （）(6-2) （） (6-3)圖6.4彎矩圖如圖，計算水平支反力：如圖，計算垂直支反力：繪制水平彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 注意到，有表可得，于是 (6-4)當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數據： (6-5) 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II： 符合要求 符合要求由此得出結論，用當量彎矩法校核所得結果符合強度要求。6.5 中間軸軸承校核根據表，選擇軸承型號為：7207C。其中軸承系數為：D=72mm，B=17mm，Cr=19.8KN，Cor=13.5KN。 (6-6)（方向同）根據 e=0.4則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則，對軸承1，取，對軸承2，取，由表沖擊載荷系數得因為，這里僅校核軸承1的壽命。軸承符合強度要求。6.6 低速軸設計及校核6.6.1 選擇軸的材料考慮到本軸輸入功率不大，轉速較低，對材料無特殊要求，因此決定選擇使用調質45鋼，硬度為217255HBS。查機械設計手冊可知 6.6.2 初估直徑由表材料系數得C=112于是， 考慮到軸上有一鍵槽，軸徑應增加3%，所以，同時考慮聯軸器孔徑標準系列，這里III軸最端直徑圓整取50mm。6.6.3 結構設計III軸結構尺寸如下圖，倒角均為C1，各軸段過渡處圓角均R1，齒輪處過渡圓角R1.5。聯軸器的軸向固定可以采用套筒。圖6.5低速軸6.6.4 強度校核齒輪上作用力： （） （） (6-2) （） (6-3)如圖，計算水平支反力：圖6.6彎矩圖如圖，計算垂直支反力：繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為： 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為： 注意到，有表可得，于是 (6-4)當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩如圖所示。求危險截面的當量彎矩并繪制當量彎矩如圖，從左往右折點依次對應以下數據： (6-5)確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II： 符合要求 符合要求由此得出結論，用當量彎矩法校核所得結果符合強度要求。6.7 低速軸軸承校核根據表，選擇軸承型號為：7212C。其中軸承系數為：D=110mm，B=22mm，Cr=7.05KN，Cor=6.65KN。 (6-6) 根據 e=0.426則 注意到，可知軸承1被壓緊，軸承2放松。則，對軸承1，取，對軸承2，取，由表沖擊載荷系數得因為，這里僅校核軸承2的壽命。軸承符合強度要求。第7章 鍵的選擇和校核7.1 平鍵的概述平鍵可分為普通平鍵、薄型平鍵、導向平鍵和滑鍵四種。其中普通平鍵和薄型平鍵用于靜連接，導向平鍵和滑鍵用于動連接。平鍵連接的工作原理：平鍵的下半部分裝在軸上的鍵槽中，上半部分裝在輪轂的鍵槽中。鍵的頂面與輪轂之間有少量間隙，鍵靠側面?zhèn)鬟f扭矩。輪轂與軸通過圓柱表面配合實現輪轂中心與軸心的對中。7.2 鍵的選擇7.2.1 電動機小帶輪端的鍵考慮到電機輸出軸直徑D=28mm，輸出軸外伸端長度E=60mm，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸,長度。型號1096鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為： (7-1)符合強度要求。7.2.2 高速軸大帶輪端的鍵高速軸帶輪端尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵， 長度。型號 1096鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： (7-1)符合強度要求。7.2.3 中間軸的鍵大齒輪端：大齒輪輪段尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸，長度。型號 1096鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為： (7-1)符合強度要求。小齒輪端：小齒輪輪段尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸，長度。鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為： (7-1)符合強度要求。7.2.4 低速軸的鍵低速軸帶輪端尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料鍛鋼， ，長度。型號 1096鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 不符合強度要求，可以采用對稱雙鍵結構，則強度即可符合要求，此時此處軸徑需繼續(xù)增大3%，即。同時，最小軸徑增大到52mm。7.2.5 聯軸器的鍵聯軸器處相關尺寸：，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料鍛鋼， ，長度。型號 1096鍵的接觸長度。，則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 不符合強度要求，可以采用對稱雙鍵結構，則強度即可符合要求，此時此處軸徑需繼續(xù)增大3%，即。第8章 聯軸器的選擇和校核8.1 聯軸器的概述用來聯接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯軸器還有緩沖、減震和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯軸器按照被聯接兩軸的相對位置和位置的變動情況，可分為：固定式聯軸器和可移動式聯軸器。8.2 聯軸器的設計聯軸器允許的公稱轉矩：。據此，決定選擇使用ML8型梅花形彈性聯軸器GB5272-85，彈性硬度C>94。主動端：Z型軸孔，C型鍵槽，從動端：Y型軸孔，B型鍵槽， (8-1)取，所以ML8型聯軸器的標準型號為：，聯軸器符合強度要求。第9章 潤滑與密封傳動系統中的齒輪等傳動件采用油浴潤滑，帶傳動和鏈傳動等開式傳動裝置各軸承采用脂潤滑。轉動系統軸承采用飛濺潤滑，氈圈密封，在下箱體上端面加工出油溝。根據機械設計基礎課程設計指導書（第三版）附表7.1工業(yè)常用潤滑油的性質和用途查得潤滑油運動粘度為220cSt，據此決定選擇采用牌號為220的L-CKC工業(yè)閉式齒輪油，浸油潤滑，潤滑油油面添加到指定高度。主要采用的潤滑劑（機械設計基礎課程設計指導書（第三版）附表7.2常用潤滑脂的主要性質和用途）：1.稀油潤滑優(yōu)點：內摩擦系數小，所以克服摩擦力的能量消耗少，適用于高速運轉的零部件：稀油流動性好，易進入各潤滑點的摩擦表面，當采用循環(huán)供油時有良好的冷卻作用，并可將粘附在摩擦表面上的雜志和金屬顆粒帶走。缺點：油膜不能承受大的單位壓力，否則潤滑油將會從摩擦表面擠走變成干摩擦，起不到潤滑作用：由于稀油流動性好，對密封的要求就高。2.干油潤滑優(yōu)點：易于密封，在垂直的摩擦表面流失少：受溫度的影響不像潤滑油那么大，對載荷性質、運動速度的變化有較大的適應范圍。缺點：流動性不好，內摩擦系數大，在高溫下長期工作時會失去潤滑性能。