機械設計基礎課程設計一級減速器設計說明書

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(nèi)容一、傳動方案擬定.3二、電動機的選擇4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.5四、傳動裝置的運動和動力設計5五、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15十一、減速器箱體和附件的選擇15十二、潤滑與密封16十三、設計小結(jié)16十四、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(qū)動卷筒的驅(qū)動功率，輸送機在常溫下連續(xù)單向工

2、作，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵，結(jié)構無特殊限制，工作現(xiàn)場有三相交流電源。 原始數(shù)據(jù)： 傳送帶卷筒轉(zhuǎn)速nw(r/min)= 78r/min減速器輸出功率pw(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。、原始數(shù)據(jù)：傳送帶卷筒轉(zhuǎn)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采用帶傳動與齒輪

3、傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)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(shù)和動力參數(shù)計算（1）電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)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，其結(jié)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（1）：da () 由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=×2×式中：1、2、3、4分別為帶傳動、

4、軸承、齒輪傳動。 =0.96 =0.99 =0.987 總=0.91所以：電機所需的工作功率： da =3.2/0.91=3.52 kw 3.額定功率ped=5.5 . 查表 二十章 20-14. 根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。則電動機轉(zhuǎn)速可選為： Nd=Ia×n卷筒=78*（2-4）*（3-6）=468-1872r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000、1500（2）分配傳動比I總=1420/52=11.1方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速同步電動機轉(zhuǎn)速滿載電動機質(zhì)量總傳動比V帶傳動比單機減速

5、器1Y160M2-831420142011911.133.7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。此選定電動機型號為Y132M1-6，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：電動機軸伸出端直徑38K6。電動機軸伸出端安裝長度80電動機中心高度132電動機外形尺寸長*寬*高=515*345*3155啟動轉(zhuǎn)矩：2三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： I總=nm/n=nm/n=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總=i1×i2 （式

6、中i1、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(jù)指導書P7表1，取i1=3.5（普通V帶 i1=24）因為：i總i1×i2所以：i2I總i112.3/3.54.39四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 0軸：n

7、0= nm=960（r/min）軸：n=nm/ i1=960/3.5=274（r/min）軸：n= n/ i2 =274/4.39=62.4r/min（2）計算各軸的功率：0軸：P0=P ed=4（KW）軸： P=Pd×01 =Pd×1=4*0.6=3.84（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =53.84*0.99*0.97=3.64（KW）（3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： 0軸：T0=9550·Pd/nm=9550×4/960=39.79 N·m軸： T= 9550*p1/n1=9550*3

8、.84/343=106.91N·m 軸： T= 9550*p2/n2 =9550*3.64/=557 N·m計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=2.33*0.95=2.20 KWP= P×軸承=2.20*0.98*0.98=2.10 KW項目電機軸高速軸低速軸轉(zhuǎn)速96027462.4功率43.843.64轉(zhuǎn)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）選擇普通V帶型號查表得KA=1.2， ped=4，n0=960(r/min),n2=476.7(r/m

9、in)故PC=KA·P=1.2×3.2=3.84 KW）（2）選普通V帶型號。.由圖得,位于坐標點B型內(nèi),計算.(3),求大，小帶輪基準直徑d1,d2, 由表得，d1應不小于75，現(xiàn)取d1=100mm,由公式得， D2=n1/n2*d1(1-)=960/274*100*(1-0.02)=343mm由表13-9, 取d2=355m,(4), 帶速驗算： V=n1·d1·/（1000×60）=3.14*100*960/60*1000=5.24m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a.(5),求V帶基準長度Ld和中心距a 初步選取中心

10、距a0=1.5·（d1+d2）=1.5*(100+355)=628.5mm取a0=700.符合0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 3-2得帶長。 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)=2137mm 由表13-2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11=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(355-100)×57.3/1171=168.60>1200 合適 (7)

11、確定帶的根數(shù)zZ=PC/（(P0+P0)·KL·K） =3.84/（0.95+0.11）×0.97×1.06）=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 =500×3.84×（2.5/0.97-1）/（4×5.024）+0.1×5.0242 =253.9N由課本作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×4×2

12、52.9×sin(168/2)=2012Nd0dHdaL六、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒面，中等沖擊。小齒輪的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為197286HBS, Hlim=580Mpa, FE=950Mpa大齒輪的材料為45鋼正火，齒面硬度為156-217HBS, Hlim=380Mpa,FE=310Mpa輪精度初選8級由表11-5，取SH=1.1SF=1.25H1=Hlim2/H=580/1.1=527MpaH2=Hlim1/SH=380/1.1=345MpaF1= FE/SF=450/1.25=360MpaF2=

13、FE/SF=310/1.25=248Mpa(2)、初選主要參數(shù) Z1=32，u=3.7 Z2=Z1·u=32×3.7=96齒寬系數(shù)為0.7（3）按齒面接觸疲勞強度設計 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.5 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.84/274 =1.34×105 N·mm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=188 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 d1 =118.4mm(4)確定模數(shù) m=d1/Z1118.4/32=3.7mm 取

14、標準模數(shù)值 m=3小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×32=96mm齒輪嚙合寬度b=d·d1 =0.8×118.4=94.72mm d1=m·Z=96mmd2=m·Z1=3×96=288mma=（d1+d2）/2=192b1=100mm b2=95mm取小齒輪寬度 b1=100mm 驗算齒輪彎曲強度復合齒輪系數(shù) YFA1=2.56 YFA2=1.63YSA2=2.13YSA2=1.81由式得 F1=2KT1 YFA1 YSA2/bmZ1=61.3<F1=360MpaF2= YFA2 YSA2/ YFA1 YSA2=56.6

15、<F2=248Mpa（7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×96×274/（60×1000） =1.37 m/s<6對照表6-5可知選擇8級精度合適。小齒輪大齒輪M33A192192Z3296D90407Da103147.5Df104.37401.37B7570七 軸的設計1， 齒輪軸的設計 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 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(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度197286HBS軸的輸入功率為P

16、=3.84 KW 轉(zhuǎn)速為n=274r/min根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=107d(2)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×20+2×8=60 mm 則第一段長度L1=65mm右起第二段直徑取D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面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

17、力為零，選用6316型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=25mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 15mm 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，則，此段的直徑為D5=110mm，長度為L5=100mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=48mm 長度取L6= 15mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40m

18、m，長度L7=20mm (3)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=104.4mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.88.85*105 N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×1.8885×105/60=6295 求徑向力FrFr=Ft·tan=6295×tan200=2291.2NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （4）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =3147.5N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×

19、;70/124=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=PA×70=64 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×70=25 Nm 合成彎矩： （6）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=65.0 Nm （7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.8 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （8）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=62.04Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1

20、83;D43)=73.14×1000/(0.1×443)=12 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=15.84 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用35#調(diào)質(zhì)，硬度241286HBS軸的輸入功率為P=2.21 KW 轉(zhuǎn)速為n=476

21、.7r/min根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1.3×806.98=1049.1Nm，查標準GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用

22、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d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為55mm，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(lián)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60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,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=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：

23、d1=270mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =2.1.×105N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.07×105/468=2166.7N 求徑向力FrFr=Ft·tan=2166.7×tan200=788.6N （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1075.44 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124= 394.3 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：M

24、C=RA×62= 120.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.8 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=310.21Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×6

25、03)=14.15Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。八,滾動軸承的選擇和計算根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh7×365×8=20440小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr760N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇6316軸承 Cr=29.5KN由課本式

26、11-3有預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷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=1369.61N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （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11-3有預期壽命足夠此軸承合格九,鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=95mm,L1=70mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A鍵 22*14 GB1096-79 L=L1-b=70-20=50mmT=44.77N·m h=16mm根據(jù)課本P243（10-5）式得p=4 ·T

27、/(d·h·L)=4×44.77×1000/（96×14×50） =2.95Mpa < R (110Mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm L2=63mm T=120.33N·m查手冊 選A型平鍵 GB1096-79B鍵12×8 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 ·T/（d·h·l）=4×120.33×1000/（44×8×50） = 27.34Mpa < p (110Mp

28、a)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵20×12 GB1096-79l=L3-b=60-20=40mm h=10mmp=4·T/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×12×40）=72Mpa < p (110Mpa)十,聯(lián)軸器的選擇 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1.4×518.34=725.

29、6Nm，其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.4（3）型號選擇根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標準GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩T=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)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，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。(2) 注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)

30、時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)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(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。

31、(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)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)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(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(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。表 減速器零件的位置尺寸代號名稱薦用值齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離12齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離9.5軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離軸承用脂潤滑時軸承用油潤滑時12旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離10齒輪頂圓至軸表面的距離10大齒輪頂圓至箱底內(nèi)壁的距離30箱底至箱底內(nèi)壁的距離20H減速器中心高197.5L1箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離45e軸承端蓋凸緣壁厚12L2箱體內(nèi)壁軸向距離119L3箱體軸承端座孔端面間的距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(nèi)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(zhuǎn)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(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了