链传动一级圆柱齿轮减速器设计说明书Ⅰ样本.doc

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学号

成绩

课程设计说明书

设计名称 机械设计基础课程设计
设计题目 一级减速器设计
设计时间 .7.02 ～ .7.15
学 院 交通与机械工程学院
专 业 物流工程
班 级 09-1班
姓 名 张赛朋
指导教师 赵德宏

年 7 月 14 日

机械课程设计任务书

班级　物流09-1　　姓名　张赛朋　　学号　　

题目: 皮带运输机的 一 级　直　齿圆柱齿轮减速器设计
一、 传动简图

二、 原始数据: 输送带工作拉力F＝　1500 N, 滚筒直径D＝　300　　mm,
输送带速度V＝ 1.6m/s。
三、 工作条件: 单班制, 连续单向运转, 有轻度冲击, 环境温度 25 °C。
四、 使用年限: 寿命 。
五、 输送带速度: 允许误差±5%。
六、 设计工作量
1、 减速器装配图1张( A1) 。
2、 零件图1张( A3) 。
3、 设计说明书1份。

目录
1、 传动方案拟定…………….……………………………….2
2、 电动机的选择……………………………………….…….2
3、 计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
4、 运动参数及动力参数计算………………………….…….5
5、 传动零件的设计计算………………………………….….6
6、 轴的设计计算………………………………………….....12
7、 滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
8、 键联接的选择及计算………..……………………………22
9、 设计参考资料目录

10、 结束语

计算过程及计算说明
结果
1、 传动方案拟定
第三组: 设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动
1.1工作条件: 使用年限 , 工作为二班工作制, 载荷稍有波动, 环境多灰尘。
1.2原始数据: 滚筒圆周力F=1500N; 带速V=1.6m/s;
滚筒直径D=300mm; 滚筒长度L=500mm。
1.3传动简图( 图1)
2、 电动机选择
2.1电动机类型的选择: Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率选择:
2.2.1传动装置的总功率:
η总=η联×η2轴承×η齿轮×η链×η滚筒
=0.99×0.982×0.97×0.90×0.95×0.96
=0.757
2.2.2电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1500×1.6/1000×0.757
=3.17KW

图1
2.2.3确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/π×300
=101.9r/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I’a=3~6。取链传动比I’1=1~3, 则总传动比理时范围为I’a=3~18。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=( 3~18) ×76.43=305.7~1834.2r/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: 因此有三种传支比喻案: 如指导书P15页第一表。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2方案比较适合, 则选n=1000r/min 。

2.2.4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Y132M1-6。
其主要性能: 额定功率: 4.0KW, 满载转速960r/min, 额定转矩2.0。质量73kg。

3计算总传动比及分配各级的伟动比
3.1总传动比: i总=n电动/n筒=960/101.9=9.42
3.2分配各级伟动比
据指导书P7表1, 取链i链=2.5( 单级减速器i=3~6合理)
∵i总=i齿轮×I链
∴i齿轮=i总/ i链=9.42/2.5=3.77

4运动参数及动力参数计算
4.1计算各轴转速( r/min)
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i齿轮=960/3.77=254.6(r/min)
4.2计算各轴的功率( KW)
PI=P电动机×η联=4.0×0.99=3.96 KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=3.96×0.96×0.97=3.76KW

4.3计算各轴扭矩( N·mm)
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×3.96/960
=39400N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×3.76/254.6
=141000N·mm

5传动零件的设计计算
5.1齿轮传动的设计计算
( 1) 选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在, 因此齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质, 齿面硬度为240~285HBW。大齿轮选用45钢, 调质, 齿面硬度229~286HBW; 根据课本P139表6-12选9级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数如下: 传动比i齿=3.77
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3.77×20=76
实际传动比I0=76/20=3.8
传动比误差: i-i0/I=3.8-3.77/3.77=0.79%<2.5% 可用
齿数比: u=i0=6
由课本P126表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.96/960
=39400N·mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1.5
(5)许用接触应力[σH]
[σH1]= (380+HBW)Mpa=(380+260)Mpa=640 Mpa

[σH2]= (380+0.7HBW)Mpa=(380+0.7×240)Mpa=548Mpa
[σF1]= (155+0.3HBW)Mpa=(380+0.7×8 260)Mpa=233Mpa
[σF2]= (140+0.2HBW)Mpa=(140+0.2×240)Mpa=188Mpa

(6)由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1.5×39400×(3.8+1)/0.9×3.8]1/3mm
=49.86mm
模数: m=d1/Z1=48.86/20=2.493mm
根据课本P107表6-1取标准模数: m=2.5mm
确定有关参数和系数
分度圆直径: d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×76mm=300mm
计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+76)=120mm
根据课本124
齿宽: b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齿形系数YFa
根据齿数Z1=20,Z2=76由查表得
YF1=2.97 YF2=2.23

(8)校核齿根弯曲疲劳强度
σF1=2kT1 YF1/bd1m=2×1.5×39400×2.79/45×50×2.5=58.6MPa≤[σF1]=233MPa
σF2=σF1× YF2 / YF1 =46.8 MPa≤[σF2]=188MPa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
圆周由课本p124表9-5 齿轮精度等级为9级
6轴的设计计算
6.1 输入轴的设计计算
6.1.1按扭矩初算轴径
选用45#调质, 硬度217~255HBS
根据课程设计指导书P21例题
( 1) 、 初步确定减速器外伸段轴颈
d=( 0.8—1.0) d电机=( 0.8—1.0) ×38=30.4—38mm
( 2) 、 选择联轴器
由传动装置工作条件拟选用弹簧柱销连轴器( GB5014—85) 。计算转矩Tc =KAT=1. 5×39.8=59.7Nm
T=9.55P/n= 39.8Nm 其中KA =1.25 —1.5此处取1.5
查表2.5—1及核对轴颈后选择HL3联轴器
( 3) 、 最后确定减速器告诉轴外伸段直径为d=32mm
6.1.2轴的结构设计
( 1) 轴上零件的定位, 固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央, 相对两轴承对称分布, 齿轮左面由轴肩定位, 右面用套筒轴向固定, 联接以平键作过渡配合固定, 两轴承分别以轴肩和套筒定位, 则采用过渡配合固定
( 2) 确定轴各段直径和长度
工段: d1=32mm 长度取L1=90 mm
∵h=2c c=1mm
II段:d2=d1+2h=32+2×1=34mm

初选用深沟球球轴承, 其内径为35mm,
宽度为17mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁, 轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为17mm , 经过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度, 并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定, 为此, 取该段长为64mm, 安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=( 64+17+2) =83mm
III段直径d3=38mm
L3=50 -2=48mm
Ⅳ段直径d3=38mm
∵h=2c c=2mm
d4=d3+2h=38+2×2=42 mm

长度与右面的套筒相同, 即L4=5mm
Ⅴ段直径d5=34mm. 长度L5=29mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm

6.1.3按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径: 已知d1=50mm
②求转矩: 已知T1=39400N·mm
③求圆周力: Ft
根据课本P127( 6-34) 式得
Ft=2T2/d2=2×39400/50=1579N
④求径向力Fr
根据课本P127( 6-35) 式得
Fr=Ft·tanα=1579×tan200=573.6N
⑤因为该轴两轴承对称, 因此: LA=LB=42mm

(1)绘制轴受力简图( 如图a)
( 2) 绘制垂直面弯矩图( 如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=286.8N
FAZ=FBZ=Ft/2=798.5N
由两边对称, 知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=286.8×21=6.02N·m
(3)绘制水平面弯矩图( 如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=798.5×21=16.76N·m
(4)绘制合弯矩图( 如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(6.022+16.762)1/2=17.8N·m
(5)绘制扭矩图( 如图e)
转矩: T=9.55×( P2/n2) ×106=141N·m
(6)绘制当量弯矩图( 如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化, 取α=1, 截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[17.892+(1×141)2]1/2=142N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式( 6-3)
σe=Mec/0.1d33=142/0.1×383
=25.9MPa< [σ1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

6.2 输出轴的设计计算
6.2.1按扭矩初算轴径
选用45#调质钢, 硬度( 217~255HBW)
根据课本P235页式( 10-2) , 表( 10-2) 取c=120
d≥c(P3/n3)1/3=120(3.76/254.6)1/3=29.44mm
取d=34mm

6.2.2轴的结构设计
( 1) 轴的零件定位, 固定和装配
单级减速器中, 能够将齿轮安排在箱体中央, 相对两轴承对称分布, 齿轮左面用轴肩定位, 右面用套筒轴向定位, 周向定位采用键和过渡配合, 两轴承分别以轴承肩和套筒定位, 周向定位则用过渡配合或过盈配合, 轴呈阶状, 左轴承从左面装入, 齿轮套筒, 右轴承从右面装入。
( 2) 确定轴的各段直径和长度
初选6027型深沟球轴承, 其内径为40mm, 宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁, 轴承端面与箱体内壁应有一定矩离, 则取套筒长为21.5mm, 则该段长41mm, 安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径: 已知d2=300mm
②求转矩: 已知T2=141N·m
③求圆周力Ft: 根据课本P127( 6-34) 式得
Ft=2T2/d2=2×141×103/190=1484.2N
④求径向力Fr根据课本P127( 6-35) 式得
Fr=Ft·tanα=1484.2×0.36379=540.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=42mm
(1)求支反力FAX、 FBY、 FAZ、 FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1484.2/2=270.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=540.2/2=742.1N
(2)由两边对称, 书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=270.1×42=5.67N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m
(4)计算合成弯矩
MC=( MC12+MC22) 1/2
=( 5.672+5.082) 1/2
=5.08N·m
(5)计算当量弯矩: 根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[5.082+(1×141)2]1/2
=141.09N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式( 10-3)
σe=Mec/( 0.1d) =141.09/(0.1×1903)
=25.7Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

7滚动轴承的选择及校核计算
根据条件, 轴承预计寿命
10×365×8=29200小时
7.1计算输入轴承
( 1) 已知n1=960r/min
两轴承径向反力: FR1=FR2=573.6N
初先两轴承为深沟球轴承6207型
根据课本P214( 例) 得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=361.4N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端, 现取1端为压紧端
FA1=FS1=361.4N FA2=FS2=361.4N
(3)求系数x、 y
FA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63
FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.63
根据课本P192表( 12-12) 得e=0.44
FA1/FR1tCr/P)ε
=16670/960×(1×19800/750.3)3
=319503.90h>29200h
∴预期寿命足够

7.2计算输出轴承
(1)已知nⅢ=254.6r/min
Fa=0 FR=FAZ=540.2N
试选6207型深沟球轴承
根据课本P265表( 11-12) 得FS=0.63FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×540=340.6N
(2)计算轴向载荷FA1、 FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端, 1为压紧端, 2为放松端
两轴承轴向载荷: FA1=FA2=FS1=340.6N
(3)求系数x、 y
FA1/FR1=340.6/540.2=0.63
FA2/FR2=340.6/540.2=0.63
根据课本P192表( 12-12) 得: e=0.68
∵FA1/FR1x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×540.2)= 810.3N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=810.3 ε=3
根据手册P71 6207型轴承Cr=19800N
根据课本P191 表( 12-9) 得: ft=1
根据课本P212 ( 11-10c) 式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/254.6×(1×19800/810.3)3
=952266.9h>29200h
∴此轴承合格
8键联接的选择及校核计算
8.1输入轴采用平键联接
轴径d1=32mm,L1=80mm
查手册得, 选用A型平键, 得:
键A 10×8 GB1096-79 l=L1-b=80-10=70mm
T1=39.4N·m h=8mm
根据课本P243( 10-5) 式得
σp=4T2/dhl=4×39400/32×8×70
=8.79Mpa<[σR] (110Mpa)

8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d2=38mm L2=40mm T=39.4N·m
查手册P51 选A型平键
键12×8 GB1096-79
l=L3-b=40-12=28mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×39400/38×8×28
=18.5Mpa<[σp](110Mpa)

8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=44mm L3=40mm T=141 N·m
查手册P51 选用A型平键
键12×8 GB1096-79
l=L2-b=40-12=28mm h=8mm
据课本P243式( 10-5) 得
σp=4T/dhl=4×141000/44×8×28=57.2Mpa<[σp]

9设计参考资料目录
所用到的参考资料都能够列出, 如:
[1]机械设计基础课程设计: 孙德志主编, 沈阳: 东北大学出版社, .12
[2]机械制图: 大连理工大学主编
北京: 高等教育出版社, .6
[3]机械设计基础: 韩泽光主编
北京: 机械工业出版社
10结束语
在学习了机械设计基础的课程以后, 我们用用两周的时间进行机械设计基础的课程设计, 让我们对本学期机械课程的知识学习而且会灵活应用, 经过实践应用到我们实际生活生产中。本次课设我们是根据不同的工作条件和不同的设计尺寸, 根据自己学习的机械设计知识, 来设计我们生活中要使用的减速器, 电动机的输出功率以及相关数据来设计, 这两周的课程设计我们痛并快乐着, 我们品尝着第一次为学习通宵的艰辛, 我们拖着每天从早到晚对着电脑, 不停地移动着鼠标没时间睡午觉的疲惫的身体, 可是我们沉醉在第一次自己设计减速器的好奇与喜悦中, 当我们画好图以后大家脸上都有掩饰不去的成功感。
面对第一次自己设计减速器, 我们有的实际难免有不足之处, 有一些尺寸是无据可依的, 对待要估计的数据我们很忐忑, 很怕一不小心就可能导致大的错误, 在我的设计中就有这样的问题, 比如对于一些倒角和一些过渡圆角的尺寸, 竖书中只是说出了大概的范围, 让我觉得很不好决定, 还有一些计算也是这样的, 还有在油标尺安放的位置的高度和倾斜度还有油标尺的长度和倾斜度, 还有在螺塞和封油垫的右方需要有一个低一些的槽都是我大概估计的我查了书可是没有解决, 对于这些不足之处, 我在这次课设中发现在以后的学习生活中我会吸取并改正。
对于本次课设, 我收获非常多, 在设计的过程中我和几个同学一起研究讨论有的时候很容易达到共识, 可是有的时候会各持己见谁到不让, 都有自己的道理, 有的时候大家的玩笑还能够减轻整日作图的疲惫, 在制图的过程中使我之前学习的机械知识还是不够多, 好多东西都是在课设的时候遇到了现开始找书把知识点看会了在继续计算画图, 画草图是最难的, 要不断的计算各种零件的各种尺寸, 大到齿轮、 轴, 小到螺钉、 垫片。在草图大概成型以后开始画三视图就相对简单了, 只是要注重一些小的细节就能够了。这次课设让我深深的体会到了, 机械设计的不容易, 可是我还是努力的完成了自己的设计, 虽然它有很多的不足之处, 可是总的来说还是我努力设计的结果, 也是我第一个自己设计的减速器。

F=1000N
V=2.0m/s
D=500mm
L=500mm

n滚筒=76.4r/min
η总=0.76
P工作=3.17KW

电动机型号
Y132M1-6

i总=9.42
据手册得
I链=2.5
i带=3.77

nI =960r/min
nII=254.6r/min

PI=3.96KW
PII3.76KW

TI=39400N·mm
TII=141000N·mm

u=6

i齿=3.8
Z1=20
Z2=76

[σH]1=640Mpa
[σH]2=548Mpa

[σF]1=233 Mpa
[σF]2=188Mpa

d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
a =120mm

YFa1=2.97
YFa2=2.23

σF1=233Mpa
σF2=188Mpa

V =1.2m/s

d=32mm

d1=32mm
L1=90mm

d2=34mm

L2=83mm

d3=38mm
L3=48mm

d4=42mm
L4=5mm

d5=34mm
L5=29mm

L=255mm

Ft =1579N
Fr=573.6N

FAY =286.8N
FBY =798.5N
FAZ =798.5N

MC1=6.02N·m

MC2=16.76N·m

MC =17.8N·m

T=141N·m

Mec =142N·m
σe =25.9MPa
<[σ-1]b

d=34mm

N

Ft =1484.2N

FAX=FBY =270.1N
FAZ=FBZ =742.1N
MC1=5.67N·m

MC2=15.58N·m

MC 5.08N·m

Mec =141.09N·m

σe =25.7Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命29200h

FS1=FS2=361.4N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=860.4N
P2=860.4N

LH=319503.9h
∴预期寿命足够

FR =540.2N
FS1=340.6N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=810.3N
P2=810.3N

Lh =952266.9h
故轴承合格

A型平键10×8
σp=8.79Mpa

A型平键
12×8
σp=18.5Mpa

A型平键
12×8
σp =57.2Mpa