機械設計基礎課程設計一級減速器設計說明書(20210311000220)

1、機械設計基礎課程設計說明書設計題目：機械設計基礎課程設計 學 院: 專 業(yè): 學 號: 學生姓名: 指導教師 完成日期:機械設計課程計算內容一、傳動方案擬定二、電動機的選擇三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比四、傳動裝置的運動和動力設計五、普通V帶的設計6六、齒輪傳動的設計7七、軸的設計9八、滾動軸承的選擇13九、鍵連接的選擇與校核14十、軸連接器選擇15卜一、減速器箱體和附件的選擇151616十二、潤滑與密封十三、設計小結十四、參考書目17設計課題：機械設計基礎課程設計設計一個帶式輸送機傳動裝置，已知帶式輸送機驅動卷筒的驅動功率，輸送機在常溫下 連續(xù)單向工作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵，

2、結構無特殊限制，工作現場有三相交流電源。原始數據：傳送帶卷筒轉速nw(r/min)= 78r/min減速器輸岀功率p、(kw)=3.2kw使用年限Y (年)=6年設計任務要求：1, 主要部件的總裝配圖紙一張2, A1,典型零件的總做圖紙2張3, 設計說明書一份(20頁左右)。計算過程及計算說明：一，傳動方案擬定。設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動。1，使用年限6年，工作為雙班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵。2、原始數據：傳送帶卷筒轉速nw(r/min)=78 r/min減速器輸出功率pw(kw)=3.2kw使用年限Y (年)=6年方案擬定：1采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，

3、同時由于帶傳動具有良好的 緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。1. 電動機2.V帶傳動3.圓柱齒輪減速器4連軸器5滾筒二、運動參數和動力參數計算(1) 電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用 途的全封閉自扇冷電動機，英結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃, 不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2. 、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式：Pd=PW / na ()由電動機至運輸帶的傳動總效率為：n=n I x n 22x n 3式中：nH n2、口3、n4分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動。

4、n i=o.96 n 2=0.99 n 3=0.98? nQ q=091所以：電機所需的工作功率：Pd= P W / na =3.2/0.91=3.52 kw3. 額泄功率Ped=5.5 .査表二十章20-14. 根據手冊P 7表1推薦的傳動比合理范國，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范 圍1 =36 o取V帶傳動比I 1 =24。則總傳動比理論范圍為：la =62 4。則電動機轉速可選為：N d=FaXn 卷筒=78* (2-4) (36) =468-1872r/min則符合這一范圍的同步轉速有：1000、1500(2) 分配傳動比 I =1420/52=11.1案電動 機型號額 定功率電動機

5、 轉速同步電動機 轉速滿載電 動機質 量總 傳動比V帶傳動 比單 機減速 器Y160M2-831420142011911.133.7綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格 和帶傳動、減速器傳動比，可見此方案比較適合。 此選泄電動機型號為Y132M16 其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸:IAC/2 ADAB電動機軸伸出端直徑38K6o 電動機軸伸出端安裝長度80電動機中心髙度132電動機外形尺寸長*寬*髙=515*345*3155啟動轉矩：2三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選上的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：I ,fi=nm/n=nm/n=

6、960/78=12.30總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比i=iiXi2 （式中il、i2分別為帶傳動和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據指導書P7表1,取訂=3.5 （普通V帶訂=24）因為：L = HXi2所以：i2=I總/il= 12.3/3.5=4.39四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由髙速至低速依次泄為I軸，II軸以及i0,il, .為相鄰兩軸間的傳動比HOI, U12為相鄰兩軸的傳動效率PI, PII，為各軸的輸入功率（KW）TI , TII, .為各軸的輸入轉矩（Nm）n I .n II,.為各軸的輸入轉矩（r/min）可按電動機軸至工作運動傳

7、遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數1、運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉數：0軸:n0=nm=960 （r/min）I 軸：n I =nm/訂=960/3.5=274 （r/min）II 軸:n 11= n I / i2=274/4.39=62.4r/min（2）計算各軸的功率：0 軸：P0=Pcd=4 （KW）I 軸：PI =Pdx noi =Pdx n 1=4*0.6=3.84 （KW）II軸：Pll = p I x q 12=P I x n2x n3=53.84*0.99*0.97=3.64 （KW）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：0 軸：T0=9550 Pd/n

8、m=9550 X 4/960=39.79 N mI 軸：TI=9550*pi/m=9550*3.84/343= 106.9IN mII 軸：TII = 9550*p2/n2=9550*3.64/=557 N m計算各軸的輸出功率：由于III軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率:故：PT =P I X n 軸承=2.33*0.95=2.20 KWP II = PII X q 軸承=2.20*0.98*0.98=20 KW項目電機軸髙速軸低速軸轉速96027462.4功率43.843.64轉矩39.79106.91557傳動比12.33.5效率0.960.96五. V帶的設計1 帶傳動(1) 選

9、擇普通V帶型號查表得 Ka=1.2 pcd=4, n0=960(r/min),n2=476.7(r/min)故 PC=KA P= 1.2X3.2=3.84 KW)(2) 選普通V帶型號。由圖得，位于坐標點B型內,計算.,求大，小帶輪基準直徑dl.d2,由表得，dl應不小于75,現取d 1=100mm,由公式得，D2=nl/n2*dl(l- e )=960/274* 100*( 1 -0.02)=343mm由表 139 取 d2=355m,(4) ,帶速驗算：V=nl dl n/ (1000X60) =3.14*100*960/60* 1000=5.24nVs介于525m/s范圍內，故合適確定帶

10、長和中心距a.(5) ,求V帶基準長度U和中心距a初步選取中心距 a0=1.5 (dl+d2) =1.5*( 100+355)=628.5mm取a0=700符合0.7 (dl+d2) WaOW2 (dl+d2)3-2 得帶長。 L0=2 aO+n (dl+d2) + (d2-dl) 2/(4 - aO)=2137 mm由表132選用Ld=2240實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=540+(2240-2137)/2= 1171mm(6) ,驗算小帶輪上的包角o 1a l=180-(d2-dl)X57.3/a=180(355J00) X 57.3/1171=1686 120 合適(7) 確

11、定帶的根數zZ=PC/ (PO+APO) KL Ka )=3.84/ (0.95+0.11) X 0.97X1.06) =3.58故要取4根B型V帶(8) ,計算軸上的壓力由書13-1的初拉力公式有F0=500 PC (2.5/K(】1) /z c+q v2=500X3.84X (2.5/0.97-1) / (4X5.024) +0.1X5.0242 =253.9N 由課本作用在軸上的壓力FQ=2 z F0 sin( /2)=2X4X252.9X sin(l 68/2)=2012N六. 齒輪傳動的設計：(1) 、選左齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒而，中

12、等沖擊。小齒輪的材料為45鋼調質，齒面硬度為197286HBS, O Hlim=580Mpa.O FE=950Mpa大齒輪的材料為45鋼正火，齒而硬度為156-217HBS, O Hlim=38OMpa,O FE=310Mpa輪精度初選8級由表 11-5,取 SH=1.1SF=1.25o H1)= O Hlim2/H=580/l. l=527MpaO H2= O Hliml/SH=38O/1=345MpaO Fi|= O FE/SF=450/1.25=360MpaO h2|= O FE/SF=310/1.25=248Mpa(2) 、初選主要參數Zl=32, u=3.7Z2=Z1 u=32X 3

13、.7=96齒寬系數為0.7(3) 按齒而接觸疲勞強度設計 計算小齒輪分度圓直徑dl$ 3Z 乙確怎乞參數值 載荷系數査課本表6-6取K=1.5 小齒輪需義轉矩T1=9.55X lXP/nX 106X3.84/274= 1.34X10 N mm 材料彈性影響系數 由課本表67 ZE=188區(qū)域系數ZH=2.52kT u +1ZZZg、i屮d “。丿dlM 3.=118.4mm(4) 確怎模數m=dl/Zl 118.4/32=3.7mm取標準模數值m=3小輪分度圓直徑dl=m Z=3 X 32=96mm齒輪嚙合寬度b=屮d dl =0.8X118.4=94.72mmdl=m Z=96mmch=m

14、Zl=3X96=288mma= (dl+d2) /2=192bl=l 00mm b2=95 mm取小齒輪寬度b 1=100mm驗算齒輪彎曲強度復合齒輪系數YFA 1=2.56 YFA2=1.63YSA2=2.13YSA2=1.81由式得0 F 1=2KT1 YFA1 YSA2/bmZl=61.3 o Fl =360Mpa o F 2= YFA2 YSA2/YFA1 YSA2=56.6 o F2 =248Mpa (7)驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=n dl -nl/ (60X1000)=3.14X96X274/ (60X1000)=137 m/sErZIb 5滾動軸承2軸3齒輪軸的輪

15、齒段 4套筒6密封蓋7軸端擋圈8軸承端蓋9帶輪10鍵(1) 按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度197遼86HBS軸的輸入功率為P I =3. 84 KW轉速為 n I 二274r/min根據課本P205 (13-2 )式，并査表13-2.取c二107d$ C-3 = 107 X匹=25/mnnV476(2) 確定軸各段直徑和長度(1) 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5,取D1二30mm,又帶輪的寬度 B二(Z-1) e+2 f=(3-1) X 20+2X8二60 nun則第一段長度Ll=65mm右起第二段直徑取D2二38mm根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加

16、潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端而與 帶輪的左端面間的距離為30mm,則取第二段的長度L2=80mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6316型軸承，其尺寸為dXDXB二40X80X18,那么該段的直徑為D3二40mm, 長度為L3二25mm右起第四段，為滾動軸承的左位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=O48mm,長度取L4二15mm筋右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為115. 5mm,分度圓直徑為110mm,齒輪的寬度為110mm,貝I，此段的直徑為D5二110mm,長度為L5=100mm右起第六段，為滾動軸承的

17、泄位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6二e48mm長度取L6二15mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7二40mm,長度L7二20mm(3) 求齒輪上作用力的大小、方向小齒輪分度圓直徑：dl=104. 4mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.88. 85*105N-mm求圓周力：FtFt=2T2/d=2Xl. 8885X10760=6295 求徑向力FrFr=Ft tan a =6295X tan20=2291. 2NFt, Fr的方向如下圖所示(4) 軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位苣，建立力學模型。 水平面的支反力：RA二RB=Ft/2

18、=3147. 5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=O那么 RA二RB =FrX70/124=1150. 6 N(5) 畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MC二PAX 70二64 Nm垂直面的彎矩：MCr = MC2二RA X70=25 Nm合成彎矩：= Me = Jm+m) = y/652 + 252 = 69.64Mn(6) 畫轉矩圖：T= FtXdl/2二65.0 Nm(7) 畫當雖彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =0. 8可得右起第四段剖而C處的當量彎矩：= jMcJ +9= 62.O4M“(8) 判斷危險截而并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其

19、直徑與相鄰段相差不大，所以剖而C為危險 截面。已知MeC2=62. 04Nm ,由課本表13-1有：o-l =60Mpa 則：o e= MeC2/W= MeC2/(0. 1 D43)=73. 14X1000/(0.1X44s)=12 Nm o-l右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該而也為危險截而：Md=J( aTF =0.6x59 = 35.4N？o e= MD/W二 MD/ (0. 1 Dl)二35. 4X1000/(0. 1X30)二 15. 84 Nm o-l所以確定的尺寸是安全的。輸出軸的設計計算(1) 確左軸上零件的泄位和固定方式(如圖)1, 5滾動軸承2軸3齒輪4套筒6密封蓋

20、7鍵8軸承端蓋9軸端擋圈10半聯軸器(2) 按扭轉強度估算軸的直徑選用35#調質，硬度24K86HBS軸的輸入功率為PII =2.21 KW轉速為 n II=476.7r/min根據課本P205 (13-2 )式，并查表13-2,取c=115d 2 C-J = 107 x= 26mmN 127.8(3) 確定軸各段直徑和長度 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%,取 45mm,根據計算轉矩 TC=KA XTII =1.3X 806.98=1049.1 Nm,查標準 GB/T 50142003,選 用LXZ2型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為ll=84mm.軸段長Ll

21、=82mm 右起第二段，考慮聯軸器的軸向立位要求，該段的直徑取C52mm.根據軸承端蓋的裝 拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端而與半聯軸器左端而的距離為30mm,故 取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為 零，選用6211型軸承,其尺寸為dXDXB=55X100X21,那么該段的直徑為P55mm,長 度為L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%,大齒輪的分 度圓直徑為270mm,則第四段的直徑取660mm齒輪寬為b=60mm,為了保證立位的可靠 性，取軸段長度為L4=58mm右起第五段，考慮齒輪

22、的軸向怎位，泄位軸肩，取軸肩的直徑為D5=P66mm,長度 取 L5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=6 55mm,長度L6=21mm(4) 求齒輪上作用力的大小、方向大齒輪分度圓直徑：dl=270mm作用在齒輪上的轉矩為:T1 =2.1.XKPN -mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=2X5.07X 105/468=2166.7N求徑向力 FrFr=Ft tan a =2166.7X(3112=788(5) 軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位巻，建立力學模型。水平而的支反力：RA=RB=Ft/2 =1075.44 N垂直面的支反力：由于選

23、用深溝球軸承則Fa=0那么 RA =RB, =FrX62/124= 394.3 N(6) 畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平而的彎矩：MC=RAX62= 120.65 Nm垂直而的彎矩：MCT= MC2=RA X 62=41.09 Nm 合成彎矩：= MC2 = JmJ+Mc： = Jl 20.6?+41.0W = 127.4N?(7) 畫轉矩圖：T=FtXd2/2=508.0 Nm(8) 畫當疑彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)， =0.8可得右起第四段剖而C處的當量彎矩：M2 = JM/ +(a 7V =310.21M”(9) 判斷危險截而并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，

24、而貝直徑與相鄰段相差不大，所以剖而C為危 險截而。已知MeC2=31O.21Nm,由課本表13-1有：o -1 =60Mpa貝I：。e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=307.56X 1000/(0.1 X603)=l4.15Nm o-l 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該而也為危險截而：Md = J( ci T)2 =0.8x50&0 = 3O9.5M/o e= MDAV= MD/(0.1 DP)=304.8 X 1000/(0.1 X 453)=33.45 Nm14600106/ 1 x 29500、3x()60x342.861.2x62.820預期壽命足夠此軸承合

25、格2. 輸岀軸的軸承設計計算（1）初步計算當疑動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以 p=Fr=l 369.61N（2）求軸承應有的徑向基本額怎載荷值1.2x1369.611x(60x77.2210x 20440)7= 74913N（3）選擇軸承型號查課本表11-5,選擇6317軸承 Cr=43.2KN由課本式113有-=121( =竺 以 Z32OO 尸=391954514600 60/z fdP 60x77.221.2x1369.61預期壽命足夠此軸承合格九鍵聯接的選擇及校核計算1. 輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接此段軸徑 dj=95mm.Li=70mm查手冊得，選用c型

26、平鍵，得：A 鍵 22*14 GB1096-79 L=L-b=70-20=50mmT=44.77N m h=16mm根據課本P243 (10-5)式得o p=4 T/(d h L)=4X44.77X1000/ (96X14X50)=2.95Mpa o r (llOMpa)2、輸入軸與齒輪1聯接采用平鍵聯接軸徑 dz=44min L2=63mm T I =120.33N m查手冊 選A型平鍵GB 1096-79B 鍵 12X8 GB 1096-79l=L2-b=62-l 2=50mmh=8mm0 p=4 T I / (d h 1)=4X120.33X1000/ (44X8X50)=27.34Mp

27、a o p (llOMpa)3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑 d3=60mm U=58mm T 11=518.34Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵 20X12 GB1096-79l=L3-b=60-20=40mmh= 10mm0P=4-TII/ (d-h-1)=4 X 518.34X1000/ (60X12 X 40)=72Mpa o p (llOMpa)十,聯軸器的選擇(1) 類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不髙，故選用彈性柱銷 聯。(2) 載荷計算計算轉矩 TC=KA X TII = 1.4 X 518.34=725.6Nm,英中KA為工況系數，由課本表14

28、-1得KA=1.4(3) 型號選擇根據TC,軸徑d,軸的轉速n,查標準GB/T 5014-2003,選用LXZ2型彈性柱銷聯, 其額左轉矩T=1250Nm.許用轉速n=3750r/m，故符合要求。十一，減速器箱體和附件的選擇(1) 窺視孔和窺視 孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢査齒而接觸斑點和赤側 間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機 體內和潤滑油飛濺出來。(2) 注油前用螺塞 賭注。(3) 油標汕標用來檢査油面髙度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已 定為國家標準件。(4) 通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內

29、溫度升高，氣壓增大，導致潤滑汕 從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出， 達到集體內外氣壓相等，提髙機體有縫隙處的密封性能。(5) 啟蓋螺釘機蓋與機座結合而上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。 為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。 在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個 啟蓋螺釘，將便于調整。(6) 泄位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鎮(zhèn)孔之前裝上兩個立位銷，孔位程盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7) 調整墊

30、片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起 調整傳動零件軸向位置的作用。(8) 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄岀吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋a(9) 密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。 表減速藩零件的位置尺寸代號名稱薦用值齒輪頂圓至箱體內壁的距離12齒輪端而至箱體內壁的距離9.5軸承端而至箱體內壁的距離 軸承用脂潤滑時 軸承用油潤滑時12亠旋轉零件間的軸向距離10齒輪頂圓至軸表而的距離10大齒輪頂圓至箱底內壁的距 離30亠箱底至箱底內壁的距離20H減速器

31、中心高197.5L1箱體內壁至軸承座孔端面的 距離45e軸承端蓋凸緣壁厚12L2箱體內壁軸向距離119L3箱體軸承端座孔端而間的距195十二，潤滑與密封1 密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在 殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀, 可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2.潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體 內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到汕 池底面的距離H不應小于3O5Omm對于單級減速器，