机械设计课程设计-一级减速器设计.doc

课 程 设 计 说 明 书设计题目： 带式运输机减速装置 院 系： 机械工程系 机械设计课程设计设计题目：带式运输机减速器装置设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A1）3. 轴零件图一张（A3）4. 齿轮零件图一张（A3） 目 录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词52. 一、传动方案拟定6二、电动机选择6三、计算总传动比及分配各级的传动比7四、运动参数及动力参数计算7五、传动零件的设计计算8六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算14八、键联接的选择及校核计算15九、箱体设计16十、教师评语及本次课程设计负责人意见17课 程 设 计 任 务 书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名国斌所在院系机械工程系专业、年级、班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限7年，小批量生产。允许输送带速度误差为。输送带拉力F= 2.0kN；输送带速度V=1.6m/s ；滚筒直径D=300mm 。学生应完成的工作： 1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张( A1)；3绘制轴和齿轮零件图各一张（A3）。参考文献阅读： 1.机械设计课程设计指导书2.机械零件课程设计图册3.机械设计课程设计图册4.机械设计手册5.机械设计6.机械基础工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2012 年 6 月 25 日 任务完成日期： 2012 年 7月 5 日指导教师（签名）： 学生（签名）：国斌带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为35钢（调质），硬度约为210HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为280HBS，齿轮精度等级为7级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限7年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.0kN；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=300mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9830.970.990.96=0.83(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=20001.6/（10000.83）=3.86KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.6/300=1101.91r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒n筒=（624）101.91=611.462445.84r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/101.91=14.132、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=3.0（V带传动比I1=24合理）（2） i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=14.13/3.0=4.71四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1440r/minnII=nI/i带=1440/3.0=480(r/min)nIII=nII/i齿轮=480/4.71=101.91(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作带=3.860.96=3.71KWPII=PI轴承齿轮=3.710.980.97=3.53KWPIII=PII轴承联轴器=3.530.970.99=3.39KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T工作=95503.86/1440=25.60TI= T工作带i带=25.600.963.0=73.73NmTII= TIi齿轮轴承齿轮=73.734.710.980.97=330.11NmTIII=TII轴承联轴器=330.110.970.99=317.00Nm五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图8-10得：选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表11-6和表11-7，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按课本式（11-10）验算带的速度v=dd1n1/（601000）=1001440/（601000）=7.54m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（11-11），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1=3.0100=300mm由课本表11-6，圆整为dd2=300mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（11-12），初定中心距a0=600mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2600+3.14（100+300）/2+（300-100）2/（4600）1845mm由课本表11-7选带的基准长度Ld=1800mm按课本式（11-15）实际中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=600+（1800-1845）/2=623mm5.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a57.30=1800-（300-100）/62357.30=1600900（适用）6.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1440r/min根据课本表11-3得P0=1.32KW根据n1=1440r/min，i带=3.0和A型带，查课本表（11-3）得P0=0.17KW根据课本表11-4得Ka=0.95根据课本表11-2得KL=0.98查表11-3并由课本式（11-17）得 Pr=（P0+P0）KaKL=（1.32+0.17）0.950.98=1.387kw2)计算V带的根数z。z=PCa/Pr=6.05/1.387=4.36 圆整为5根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表11-1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，则单根V带的初拉力：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500（2.5-0.95）6.05/（0.9557.54）+0.17.542N=137N应使带的实际初拉力F0(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=25137sin（146/2）=1310N9.齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级并确定许用应力1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表13-9选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为217255HBS，大齿轮材料为35钢（正火）硬度为150180HBS。3）根据齿轮硬度的中间值（HB1=236，HB2=165），由图13-26查得齿轮接触疲劳强度极限为Hlim 1=620MPa，Hlim 2=525MPa4）对一般装置，由表13-13查得最小安全系数为SHmin=1.05)两齿轮的许用接触应力为H1=Hlim1/SHmin=620MpaH2=Hlim2/SHmin=525Mpa2按齿面接触疲劳强度计算齿轮的主要尺寸1） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=9.551063.71/480=73814Nmm T2=9.55106P2/n2=317677.4Nmm2） 由表13-10取K=1.13） 齿数比u=z1/z2=4.714） 由课本表13-15选取齿宽系数d=15)由课本表13-11查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/26) 试算小齿轮分度圆直径d1d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 =48.77mm,取d1=50mmd22.32(KT2(u+1)ZE2/duH2)1/3 =88.63mm,取d2=90mm7）确定齿轮模数中心距a=d1(1+u)/2=142.75mm因此，m=(0.010.02)a=1.42752.885,取m=28)确定齿轮的齿数 Z1=d1/m=25 Z2=uZ1=117.75, 取118实际齿数比u=4.72u= (u-u)/u=-2.12%5%,在误差允许范围内9）计算齿轮的主要尺寸齿轮分度圆直径d1=mZ1=50mm d2=mZ2=236mm齿轮传动的中心距a=（d1+d2）/2=143mm 齿轮宽度b2=dd1=50mmb1= b2+(510)=5560mm,取b1=55mm10）计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮的精度V=dd1n1/（601000）=1.256 m/s按表13-5，齿轮的精度等级为8级3.校核两齿轮的弯曲强度 1）确定两齿轮的许用应力 由图13-27查得两齿轮的弯曲疲劳极限为Flim1=230Mpa Flim2=210Mpa由表13-13查得最小安全系数为SHmin=1.0查表13-14得两齿轮的相对应力集中系数为Ysr1=0.88 Ysr2=0.99计算两齿轮的许用弯曲应力F1=Flim1/SHmin Ysr1=261.36 MpaF2=Flim2/SHmin Ysr2=212.12 Mpa2) 计算两轮齿根的弯曲应力由表13-12查得两轮的齿形系数为YF1=2.33 YF2=2.17比较YF/F的值YF1/F1=0.008914YF2/F2=0.0102YF1/F1 YF2/F2 计算小齿轮齿根的弯曲应力为F1=2000KT1YF1/b2m2Z1=75673.6NF1F2=2000KT2YF2/b1m2Z2=58420.3N40320hLh2=106C3/(60nP23)=6.231013h40320h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式（15-1） p=4T/dhl确定上式中各系数TI=73.73Nm TII=330.11Nmh1=8mm h2=7mml1=63-9=54mm l2=55-9=46mmd1=38mm d2=25mmp1=80.84MPa p2=58.04 MPa查表得 p=100-120所以p1p p2p 满足要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df12.3地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d19.3机盖与机座联接螺栓直径d26.2联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d36.2窥视孔盖螺钉直径d43.7定位销直径d12df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 16df， d2至凸缘边缘距离C225, 15轴承旁凸台半径R125凸台高度h 42外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m7， 7轴承端盖外径D256， 72轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离s56 总=0.83P工作=3.86KWn滚筒=101.91r/min电动机型号为Y132S-4i总=14.13据手册得i齿轮=4.71i带=3.0nI =1440r/minnII=480r/minnIII=101.91r/minPI=3.71KWPII=3.53KWPIII=3.39KWTI=73.73Nm TII=330.11Nm TIII=317.00NmV=7.54m/sdd2=300mm取标准值dd2=300mmLd=1800mm取a0=600z=5(F0)min =137N（Fp）min =1310N u=4.72 Ysr1=0.88 Ysr2=0.99YF1=2.33 YF2=2.17 d1=38mmd2=45mmd3=50mmd4=53mmd5=61mmd6= 50mmB2=70mmB1=64mm深沟球轴承6310尺寸dDB=50mm110mm27mmFt2=2011NFr2=826NFt1 =2719.3NFr1=989.7N深沟球轴承6007，其尺寸dDB=35mm62mm14mmd1=25mmd2=30mmd3=35mmd4=40mmd5=46mmd6=35mmB2=70mmB1=64mmFt=2952.5 NFr=1074.6NFNH1=537.3NFNV1=1476.25NFNH2=537.3NFNV2=1476.25N轴承预计寿命40320小时f P=1.5PI=2969.1NPII=1611.9 NLh1=1.121013h40320hLh2=6.231013h40320hp1=80.84MPa p2=58.04 MPap=100-120指导教师评语：课程设计报告成绩： ，占总成绩比例： 课程设计其它环节成绩：环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 总 成 绩： 指导教师签字：年 月 日本次课程设计负责人意见：负责人签字：年 月 日