機械設計課程設計一級減速器設計說明書.

1、課程設計題 目：_系 別：_專業(yè)班級：_學 號：_學生姓名：_指導教師：_ 時 間:一級圓柱齒輪減速器【動動機機鏈傳刮鏈傳刮2） V帶傳動的設計計算；4）鏈傳動的設計計算；6）滾動軸承的選擇與校核;8）聯(lián)軸器的選擇。A2或A3圖紙）；設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計V帶傳動帶傳動帶式運輸機帶式運輸機 產產IV T、已知條件：1、帶式輸送機的有關原始數(shù)據(jù)：減速器齒輪類型：斜齒圓柱齒輪輸送帶工作拉力：F= 4.5 kN ； 運輸帶速度： v= 0.82 r/min ； 滾筒直徑：D= 330 mm.2、 滾筒效率：n =0.96 （包括滾筒與軸承的效率損失）；3、 工作情況：使用期限 8年，兩班制

2、（每年按 300天計算），單向運轉，轉速誤差不得超過土 5%，載荷較平穩(wěn)；4、制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產；5、 動力來源：電力，三相交流，電壓380 / 220V。三、設計任務：1、傳動方案的分析和擬定2、設計計算內容1）運動參數(shù)的計算，電動機的選擇；3）齒輪傳動的設計計算；5）軸的設計與強度計算；7）鍵的選擇與強度校核；3、設計繪圖：1）減速器裝配圖一張（A0或A1圖紙）；2）零件工作圖2張（低速級齒輪、低速軸,3）設計計算說明書1份（6000 字）； 四、主要參考書目1李育錫.機械設計課程設計M.北京：高等教育出版社，2008.2濮良貴.機械設計（第八版）M.北京：高等

3、教育出版社，2006.3成大仙.機械設計手冊（第 5版）M.北京：化學工業(yè)出版社，2007目錄一、 .傳動方案的擬定及說明 4、傳動方案簡圖二、 電機的選擇 .41、電動機類型和結構型式 .42、電動機容量 .43、電動機額定功率 Pm .44、電動機的轉速.45、計算傳動裝置的總傳動 .5三、 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 51 .各軸轉速.52.各軸輸入功率為（kW） .53.各軸輸入轉矩（N m） .5四、 .傳動件的設計計算 61、設計帶傳動的主要參數(shù) .62、齒輪傳動設計 .83、鏈傳動設計 .12五、 .聯(lián)軸器的設計13六、 .軸的設計計算 121、高速軸的設計.132、低速軸的

4、設計.16七、 .軸承的選擇及計算 191、高速軸軸承的選擇及計算 .192、低速軸的軸承選取及計算 .20八、 .鍵連接的選擇及校核 201、高速軸的鍵連接 .202、低速軸鍵的選取 .20九、 鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇 .201、鑄件減速器機體結構尺寸計算表 .212、減速器附件的選擇 .22十、潤滑與密封 .221、潤滑.222、密封.22十一、設計小結 .22十二、參考文獻 .2360000v二 D=47.48r / min、傳動方案的擬定及說明傳動方案初步確定為三級減速（包含帶輪減速、一級圓柱齒輪傳動減速和鏈傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選

5、擇合適的傳動機構擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速 nW，即、電機的選擇1、電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44）三向異步電動機。它為臥式全封閉結構，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機內部的特點。2、電動機容量1）、電機所需功率P FW = FV =4. 5 0. 82 3.69W2）、電動機輸出功率PdFd = PW傳動裝置的總效率=1 3 4 5式中，1 - 2.為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得：V帶傳動效率1 =0.95，滾動軸承傳動效率為2=0.98，齒輪傳動效率為n=0.97,鏈傳動效率4 =0.

6、93,聯(lián)軸器傳動效率為5 =0.99，卷筒傳動效率6=0.96。則 =1 4 3 4 5=0.7513丄，PW3.69故 PdW4.91kW總 0.7513總、3、電動機額定功率Pm由【1】表17-7選取電動機額定功率 巳=5.5kW4、電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置（包括v帶、一級減速器和鏈傳動）傳動比范圍i丄（2 4） （3 6） （2 4） = 12 96，貝U電動機轉速可選范圍為nd 二 rW i =47.48 （12 96） = 570 4558 r / min可見同步轉速為1500r/min的電動機符合。由【1】表17-7選定

7、電動機的型號為 Y132S-4。主要性能如下表:i2i總ilia30.332.5 2.5= 4.85電機型號額定 功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩Y132S-45.5KW1440r/min2.22.25、計算傳動裝置的總傳動 比總并分配傳動比n 14401八總傳動比i總=石4T30.332）、分配傳動比取V帶傳動的傳動比ii = 2.5，鏈傳動的傳動比為i 2.5，則齒輪的傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1 各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：i軸、n軸，鏈輪軸為川軸、卷筒軸 各軸的轉速為（r/min ）高速軸I的轉速-nm 1440 L”n 1576i12.5低速軸n的轉

8、速n= 576 =18.76i24.85鏈輪軸川的轉速n3 二n2/2.5 =118.76/2.5 =47.5卷筒軸的轉速2.各軸輸入功率為n4=n3=47.5(kW)高速軸I的輸入功率R = Pm 1 =4.91 0.95 =4.6645低速軸n的輸入功率F2 = R 2.3 二 4.6645 0.98 0.97 二 4.434鏈輪軸川的輸入功率E =P224 =4.434 0.98 0.93=4.04卷筒軸的輸入功率P4 二 P3 25 = 4.04 0.98 0.99=3.923.各軸輸入轉矩（N m)1）、軸I的轉矩為9550 R19550 4.6645T1-77.34n157660

9、100060 10009550 P29550 4.4342 ）、軸n的轉矩為丁2 二356.56118.769550 P39550 4.043 ）、軸川的轉矩為T3 -812.25匕47.59550 P49550 3.924 ）、卷筒軸的轉矩為T4788.13n447.5將各數(shù)據(jù)匯總如下表1傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表軸I軸n軸川卷筒 軸功率P/ kW4.66454.4344.043.92轉矩T /（N -m）77.34356.56812.25788.13轉速 n（r /mi n）576118.7647.547.5四、傳動件的設計計算1、設計帶傳動的主要參數(shù)已知帶傳動的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運轉，

10、稍有波動，所需傳遞的額定功率p=4.91kw小帶輪轉速n1440r /m大帶輪轉速 匕=576r Im，傳動比h =2.5。設計內容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經選擇了V帶傳動，所以帶的設計按 V帶傳動設計方法進行）1 ）、計算功率 Pa pa= KA P =1.3 匯4.91 kw = 6.383kw2）、選擇V帶型 根據(jù)Pa、6由圖8-10機械設計p157選擇B型帶（d1=125 140mm）3）、確定帶輪的基準直徑 dd并驗算帶速v（1）、初選小帶輪的基準直徑 dd ,由（機械設計p155表8-6和p157表

11、8-8，取小帶輪基準直徑dd1 =125mm（2）、驗算帶速v二 ddjn1: 125 1440, 小 ,-m /s = 9.42m /s轉動比i=n1=dd1 / d d2 =2.5n2因為5m/s9.42m/s90包角滿足條件(6).計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率根據(jù) n-i =1440r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =2.2kw單根v帶的傳遞功率的增量 p0已知B型v帶，小帶輪轉速 n1 =1440r/min故取3根.F0 min = 500*k： )pc +qW=190.0NZVk :由設計計算公式進行計算，即進行計算。查表 8-4b 得 p0 =

12、0.46kw計算v帶的根數(shù) 查表8-5得包角修正系數(shù)k.=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)kL =0.92pr=( p0 + p0) X k._ X kL=(2.2+0.46) X 0.96 X 0.92=2.35KWZ= -PC =6.383/2.35=2.72故取Pr(7) 、計算單根V帶的初拉力和最小值對于新安裝的V帶，初拉力為:1.5 F0min =285N對于運轉后的V帶，初拉力為:1.3 F0min =247N(8) .計算帶傳動的壓軸力 FpFP=2ZF0sin( ： J2)=754N(9).帶輪的設計結構A.帶輪的材料為:HT200B. V帶輪的結構形式為：腹板式.C 結構圖(

13、略)2、齒輪傳動設計1 )、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095 88)。、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料 40Cr (調質)，硬度280 320HBS,大齒輪材料為45 (調 質)，硬度為250 290HBS。二者硬度差為 40HBS左右。(4)、選小齒輪齒數(shù)Z1 =24,齒輪傳動比為i2=4.85，則大齒輪齒數(shù)z2 =4.85 24 =116.4,，取 z2 116。2)、按齒面接觸疲勞強度設計，初步選定3 = 15。3 )、確定公式內的各計算數(shù)值(1) 、試選載荷系數(shù)K

14、t =3(2) 、選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.425 (3)、由圖10-26查得呂占=0.76, E旨=0.84,則 乜=呂打+總色=1.600Hlim1 =650MPa ；大齒輪的接觸疲勞N224.8591.327 104.85= 2.74 108(1)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1 =0.93,KHN2 =1.01。(2)、計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則二 H】1二 H2K HN1“-lim1SK HN2 OIim2S_= 0.93 650 =605MPa=1.03 580 =585.5MPa5)、計算d1t =45.4mm(2)、計算圓周速度:

15、d1t n160 1000二 45.4 57660 1000=1.37m/s6)、計算齒寬。b=dd1t=1 45.4=45.4mm7)、計算齒寬與齒高之比。模數(shù)mtd1tZ145.424=1.89mm齒高(4)、計算小齒輪傳遞的轉矩。T77.34N m、由表【2】10-7選取齒寬系數(shù)d =1。1、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa至(7)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限強度極限二Hlim2 =580MPa。4)、計算應力循環(huán)次數(shù)。N廠 60njLh =60 576 1 (2 8 300 8) = 1.327 1(0h =2.25mt = 2.25

16、 1.89 = 4.2525mm(1)、試算小齒輪分度圓直徑代人【中較小的值。由 b =10.5 , hz124=2.045mm12)、(1)、3 2KTY ：cos2 丫冶- Z12 I-F1 1確定公式內的各計算值:由【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限OFE1 =550MPa，大齒輪的彎曲疲勞極限F1K FN3 OFE3S0.91 5501.4=357.5MPaF2K FN4 6FE40.95 3901.4=264.6MPa齒高比454 =10.68h 4.2525計算縱向重合度. |：=0.318 $ dzan 3 =2.05 8）、計算載荷系數(shù)。根據(jù)v =1.37m/s,

17、 7級精度，由【2】圖10-8查得動載系數(shù)KV =1.04;斜齒輪，K H a= KF a =2。由【2】表10-2查得使用系數(shù) KA =1。由【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，KH3= 1.314。KH3=1.422查【2】圖10-13得K=1.32，故載荷系數(shù)K =KAKVKH：KH.,=1 1.04 1.2 1.314=1.649）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 二時；=45.43 I? =49.06mm10）、計算模數(shù)m。11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設計。OFE2 = 390MPa。、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1

18、=0.91 , KFN2 =0.95。13）、計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4,則14、計算載荷系數(shù) K。18）、計算大、小齒輪的YFaYsa并加以比較。YFa1YSa1F 1YFa2 Ysa22.69 1.58357.5=0.011712OF22.177 1.793264.6= 0.0147520.014752=1.48d1 cos :mn49.06 cos152二 23.69，取 Z1 =24=145mmarccosmn(Z1 Z2)2a=15.115）、根據(jù)縱向重合度亠1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Y = 8516）、查取齒形系數(shù)。由【2】表 10-

19、5 查得 YFa 尸2. 6 5YFa2=2. 1 7717）、查取應力校正系數(shù)。由【2】表 10-5 查得 Ysa 尸1. 5 8Ysa2=1. 7 93大齒輪的數(shù)值大。18）、設計計算3 2 1.65 77.34 103 0.85 cos215V仆 1.6 漢 242對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載 能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.48mm，并就近圓整為標準值為 m=2mm ,按接觸強度算得的分度圓直徑d1 49

20、.06mm，算出小齒輪齒數(shù)Z2 =4.85 24116.4，取 z 116(1)、計算中心距mn(Z1 Z22 (24 116)2cos ：2 cos15取 a1=145mm（2）、確定螺旋角2 匯(24 +116) =arccos2 匯 145(3) 、計算大小齒輪分度圓直徑d1 = Z1mn50mmcos15.1d2 = Z2mn240mmcos15.1叮 .97ms（4）、確定齒寬b? adi =1 50 = 50mm取 B 55mm , B1 =50mm3、鏈傳動設計1）、選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù) 乙=30,大鏈輪的齒數(shù)為z2=i z2=2.5 30=75。2）、根據(jù)鏈的布置形式，分別

21、由 1個單排鏈構成。3）、確定計算功率由文獻【2】表9-6查得KA =1.0，由文獻【2】圖9-13查得Kz =0.82，單排鏈。p2 = 4.434KW則單排鏈的計算功率為Pea =KAKZP2 =1.0 0.82 4.434KW =3.636KW4）、選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)pea =3.636KW 及n2 =118.76味命，由文獻【2】圖9-11選擇10A。由文獻【2】表9-1，鏈條節(jié)距為P -15.875mm5）、計算鏈條數(shù)和中心距初選中心距 a。=（30 50）P =（30 50） 15.875mm =476.25 793.75mm取 a0 二 700mm相應的鏈長節(jié)數(shù)為LP0 =

22、2匹 乙 J .（31）2 遼 70030 30 140.7取鏈p 22 兀 a015.8752條節(jié)數(shù)LP = 140節(jié)。6）、計算鏈速v,確定潤滑方式nz1P118.76 30 15.875v =600 1000 600 1000由v =0.97嘆 和鏈號10A，由文獻【2】圖9-14可知采用滴油潤滑。7）、計算壓軸力FP有效圓周力為 Fe =1000匚=1000 - N : 3748NV0.97鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)K FP = 1.15，則壓軸力為FP : K FPFe =1.15 3748N : 4310NFt= 2!=A4P=3094N d150Fa1、Fr按公式dmin門P初步

23、計算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)【2】表15-3,dmin1=A胡旦=110漢彳4.6645-22mmn1V 576五、聯(lián)軸器的設計聯(lián)軸器的計算轉矩Tea = KaT3，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取ka二1.3，則Tea 二 KaT3 =1.3812250 = 105592N mm按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用 TL10型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為2000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑d =65mm，半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1 = 107 mm六、軸的設計計算與校核選取軸的材料為45鋼調質，查【2】表15-1

24、得許用應力為二1 =60MPa。為了對軸進行校核,先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 高速級齒輪上的作用力為二 R 匹094 衛(wèi)竺=1166N coscos15.1=Ft tan ： =3094 tan 15.1 =835N高速軸的設計與校核(1)、初步確定軸的最小直徑。取 A 01 =110。則又因為高速軸I有兩個鍵槽，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大10%-15%現(xiàn)將軸增大10%則增大后的最小軸徑 dmini =20 x(1+0.1) = 24.3mm，取為25mm(2)、軸上各段直徑的初步確定。A段:d仁25由最小直徑算出。B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標準。C段：d3

25、=35，與軸承(圓錐滾子軸承30207)配合，取軸承內徑 35mmD段：d4=40,設計非定位軸肩高度 h=2.5mm高速軸內徑40.E段：d5=50,高速軸齒輪分度圓直徑50.F段：d6=40,設計定位軸肩高度 h=2.5mmG段：d7=35，與軸承(圓錐滾子軸承30207)配合。(3)、軸上各段所對應的長度。A段長度為L1 =50mm ；B段長度為L 2二58mm ；C段長度為L 3二17mm ；D段長度為L4二8mm ；E段長度為L5 =55mm ；F段長度為L 6 =8mm ；G段長度為L 7 = 17mm。、各軸段的倒角設計按【2】表15-2 (零件倒角C與圓角半徑R的推薦值)進行設

26、計。(5)按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖4 I I rt.FHH Ji iTTTTITITITITMHC丄丄 Fr-2rvXLHI MVC2ruTTirinTT IiTnnrnnTTTTrrrTzMHB-EFFVBM H1 =1547 50N .mm =77350N .mmM H2 T547 26N .mm =40222N .mm作垂直平面內的彎矩圖，支點反力FrFa*d2l/XMX/C2MX/C2H【ITl UiriTTTrrTTTr rx/EMX/CLMX/CL一 HTTinminiiinnil 側 IffnunnnTTTTTm作水平面內的

27、彎矩圖。支點反力為FHA 二 FHB = F2 = 2971 =1485.5N2 21-1截面處和2-2截面處的彎矩M H1 =1485.5 47N .mm =69818.5N .mmM H2 =1485.5 32N .mm =47536N .mm作垂直平面內的彎矩圖，支點反力FLFa*d2 2l11202802 150.22 94一 19.58NF/B =Fr -FVA =1120 - -19.58=1140N1- 1截面左側彎矩為1MV1 左=FVA19.58 47 = -920N.mm22- 2截面處的彎矩為MV2 =FVB 32 =456.5832 =14610N.mm作合成彎矩圖M

28、h：；M 2HM 2V1-1截面M佐M 2V1左 M 2H1 f；(-920)2 (27354)2 =27369N.mmRo.2M 佑二.M 2V佑 M 2H1 二-(21459)2 (27354)2 =34767N.mm2-2截面M e1W3765260.1 d4337652630.1 40-14MPae2M2 = _M 2V2M H2 二.(14610)2 (18624)2 =23670N.mm 作轉矩圖T=87420N.mm 求當量彎矩因減速器單向運轉，修正系數(shù):為0.6Me1 - M 7右 + (o(T )2 = J(34767)2 + (0.6= 8 ,取 8mm機座凸緣厚度b1.5