最新机械设计课程设计一级减速器设计.docx

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最新机械设计课程设计一级减速器设计

--机械设计-课程设计_一级减速器设计

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

学生姓名：

国斌

学号：

专业班级：

指导教师：

刘丽芳

2012年7月5日

《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）

机械工程系班级

设计者：

国斌

指导老师：

刘丽芳

完成日期：

2012年7月5日

成绩：

_________________________________

哈尔滨理工大学荣成学院

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……………………………………………5

2.

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±５％。

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：

η总=η带×η3轴承×η齿轮×联轴器×η滚筒

=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96

=0.83

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=2000×1.6/（1000×0.83）

=3.86KW

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

=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I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒

n筒=（6~24）×101.91=611.46~2445.84r/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=14.13

2、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I’1=2~4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/min

nII=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×η带=3.86×0.96=3.71KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=3.71×0.98×0.97=3.53KW

PIII=PII×η轴承×η联轴器=3.53×0.97×0.99=3.39KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

T工作=9550×3.86/1440=25.60

TI=T工作×η带×i带=25.60×0.96×3.0=73.73N·m

TII=TI×i齿轮×η轴承×η齿轮

=73.73×4.71×0.98×0.97=330.11N·m

TIII=TII×η轴承×η联轴器

=330.11×0.97×0.99=317.00N·m

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=1.1

PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW

2.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=πdd1n1/（60×1000）

=π×100×1440/（60×1000）=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dd2

dd2=i带·dd1=3.0×100=300mm

由课本表11-6，圆整为dd2=300mm

4.确定带长和中心矩

1）根据课本式（11-12），初定中心距a0=600mm

2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0）

=2×600+3.14×（100+300）/2+（300-100）2/（4×600）≈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。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1845）/2=623mm

5.验算小带轮上的包角α1

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（300-100）/623×57.30

=1600>900（适用）

6.确定带的根数z

1）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）×Ka×KL=（1.32+0.17）×0.95×0.98=1.387kw

2）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/（0.95×5×7.54）+0.1×7.542]N

=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）minsin（α1/2）

=2×5×137×sin（146°/2）=1310N

9.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（GB10095-88）。

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217~255HBS，大齿轮材料为35钢（正火）硬度为150~180HBS。

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σHlim1=620MPa，σHlim2=525MPa

4）对一般装置，由表13-13查得最小安全系数为SHmin=1.0

5）两齿轮的许用接触应力为

[σH]1=σHlim1/SHmin=620Mpa

[σH]2=σHlim2/SHmin=525Mpa

2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=9.55×106×P1/n1

=9.55×106×3.71/480=73814N·mm

T2=9.55×106×P2/n2=317677.4N·mm

2）由表13-10取K=1.1

3）齿数比u=z1/z2=4.71

4）由课本表13-15选取齿宽系数φd=1

5）由课本表13-11查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

6）试算小齿轮分度圆直径d1

d1≥2.32（KT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3

=48.77mm,取d1=50mm

d2≥2.32（KT2（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3

=88.63mm,取d2=90mm

7）确定齿轮模数

中心距a=d1（1+u）/2=142.75mm

因此，m=（0.01~0.02）a=1.4275~2.885,取m=2

8）确定齿轮的齿数

Z1=d1/m=25

Z2=uZ1=117.75,取118

实际齿数比u’=4.72

△u=（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=φd×d1=50mm

b1=b2+（5~10）=55~60mm,取b1=55mm

10）计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮的精度

V=πdd1n1/（60×1000）=1.256m/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

σFlim1=230MpaσFlim2=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=0.88Ysr2=0.99

计算两齿轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1/SHminYsr1=261.36Mpa

[σF]2=σFlim2/SHminYsr2=212.12Mpa

2）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=2.33YF2=2.17

比较YF/[σF]的值

YF1/[σF]1=0.008914

YF2/[σF]2=0.0102

YF1/[σF]1

计算小齿轮齿根的弯曲应力为

σF1=2000KT1YF1/b2m2Z1=75673.6N<[σF]1

σF2=2000KT2YF2/b1m2Z2=58420.3N<[σF]2

六、轴的设计计算

1.选择材料：

低速轴和高速轴的材料均选择45钢，正火处理　　　　

2.确定许用应力

　查表16-1σb=600Mpa查表16-8[σb]-1=55Mpa

3.设计输出轴

1）查表16-7得A=110d≥A（P/n）1/3=110（3.71/1440）=15.07mm

轴伸安装弹性柱销联轴器，

由n和Tc=KT=1.5×9550×3.71×1000/1440=36907N·mm

查GB5014-85选用HL3弹性柱销联轴器，标准孔径d1=38mm

即轴伸孔径d1=38mm

2）计算齿轮圆周速度V=πdn/60×1000=πmz1n1/60×1000=4.83m/s

因此，齿轮选择油浴润滑，轴承采用脂润滑

4．输出轴的结构设计

1）径向尺寸确定

d1=38mm,d2起定位固定作用，定位轴肩高度hmin可在（0.07~0.1）d内选取，故d2=d1+2h≥38（1+2×0.07）=43.32mm

该直径处要安装密封毡圈，故标准直径应取d2=45mm

d3与轴承内径配合，为了便于轴承安装，故取d3=50mm

选定轴承型号6310（d×D×B=50×110×27）

d4=53mm,d5起定位作用，由h=（0.07~0.1）d=3.71~5.3mm

取h=4mm,d5=61mm,取d6=d3=50mm

2）轴向尺寸确定

B2=（1.2~1.5）d4=63.6~79.5mm,取B2=70mm

取轴段L4=68mm,联轴器HL3的J型轴孔B1=64mm

取轴段L1=58mm,取挡油板宽L6=12mm，查轴承宽度L7=20mm

与轴承配合的轴段长度L6+L7=32mm

△2=10~15,油润滑时△3=3~5，脂润滑时△3=5~10，此处选△3=5

L2=55~65mm,考虑△1=10~15，初步选L2=55mm,L3=2+△2+△3+20=42mm

L3=8mm，L=130mm

5.输出轴强度校核

1）计算齿轮受力

分度圆直径d=236mm

转矩T=9550P/n=9550×103×3.53×0.97/101,91=320872.878N·mm

切向力Ft=2T/d=2719.3N

轴向力Fr=Fttan20°=989.7N

2）计算支承反力

水平：

FNH1=Fr/2=494.85N

FNH2=Fr-FNH1=494.85N

垂直：

FNV1=FNV2=Ft/2=1359.75N

MH=494.85×65=32165.25N·mm

MV=1359.75×65=88375.625N·mm

M1=M2=（MH2+MV2）1/2=93765.2336N·mm

T=320872.878N·mm

6.设计输入轴

1）查表16-7得A=110d≥A（P/n）1/3=110（3.71/1440）=15.07mm

轴伸安装弹性柱销联轴器，

由n和Tc=KT=1.5×9550×3.71×1000/1440=36907N·mm

查GB5014-85选用HL3弹性柱销联轴器，标准孔径d1=38mm

即轴伸孔径d1=25mm

2）计算齿轮圆周速度V=πdn/60×1000=πm2z2/60×1000=12.35mm

因此，齿轮选择油浴润滑，轴承采用脂润滑

7.输入轴的结构设计

1）径向尺寸确定

d1=25mm,d2起定位固定作用，定位轴肩高度hmin可在（0.07~0.1）d内选取，故d2=d1+2h≥25（1+2×0.07）=28.5mm

直径处要安装密封毡圈，故标准直径应取d2=30mm

d3与轴承内径配合，为了便于轴承安装，故取d3=35mm

选定轴承型号6007（d×D×B=35×62×14）

d4=40mm,d5起定位作用，由h=（0.07~0.1）d=2.80~4.0mm

取h=3mm,d5=46mm,取d6=d3=35mm

2）轴向尺寸确定

B2=（1.2~1.5）d4=48.0~60.0mm,取B2=50mm

取轴段L4=46mm,

取轴段L1=40mm,取挡油板宽L6=16mm，查轴承宽度L7=14mm

与轴承配合的轴段长度L6+L7=30mm

△2=10~15,油润滑时△3=3~5，脂润滑时△3=5~10，此处选△3=5

L2=55~65mm,考虑△1=10~15，初步选L2=55mm,L3=2+△2+△3+20=42mm

L3=8mm，L=130mm

5.输入轴强度校核

1）计算齿轮受力

分度圆直径d=50mm

转矩T=9550P/n=9550×103×3.71/480=73813.5N·mm

切向力Ft=2T/d=2952.5N

轴向力Fr=Fttan20°=1074.6N

2）计算支承反力

水平：

FNH1=Fr/2=537.3N

FNH2=Fr-FNH1=537.3N

垂直：

FNV1=FNV2=Ft/2=1476.25N

MH=537.3×65=34924.5N·mm

MV=1476.25×65=95956.25N·mm

M1=M2=（MH2+MV2）1/2=102114.2625N·mm

T=73813.5N·mm

6.轴上零件的周向定位

低速轴：

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

查《机械设计手册》得平键截面b×h=10mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10mm×8mm×40mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.

高速轴：

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

查《机械设计手册》得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为8mm×7mm×32mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.

7.确定轴上圆角尺寸

参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。

8.求轴上的载荷

1轴

2轴

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×360×7=40320小时

1、计算输入轴承

（1）已知nI=1440r/minnII=480（r/min）

（2）计算当量载荷P1、P2

取fP=1.5

PI=fPxFr1=1.5×（1×1979.4）=2969.1N

PII=fPxFr2=1.5×（1×1074.6）=1611.9N

（3）轴承寿命计算

∵深沟球轴承ε=3

Lh=106C3/（60nP3）

Lh1=106C3/（60nP13）=1.12×1013h>40320h

Lh2=106C3/（60nP23）=6.23×1013h>40320h

∴预期寿命足够

八、键联接的选择及校核计算

`由课本式（15-1）σp=4T/dhl

确定上式中各系数

TI=73.73N·mTII=330.11N·m

h1=8mmh2=7mm

l1=63-9=54mml2=55-9=46mm

d1=38mmd2=25mm

σp1=80.84MPaσp2=58.04MPa

查表得[σp]=100-120

所以σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求

九、箱体设计

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

δ

8

机盖壁厚

δ1

8

机座凸缘厚度

b

12

机盖凸缘厚度

b1

12

机座底凸缘厚度

b2

20

地脚螺钉直径

df

12.3

地脚螺钉数目

n

4

轴承旁联结螺栓直径

d1

9.3

机盖与机座联接螺栓直径

d2

6.2

联轴器螺栓d2的间距

l

150

轴承端盖螺钉直径

d3

6.2

窥视孔盖螺钉直径

d4

3.7

定位销直径

d

12

df，d1,d2至外机壁距离

C1

26,22,16

df，d2至凸缘边缘距离

C2

25,15

轴承旁凸台半径

R1

25

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

△1

10

齿轮端面与内机壁距离

△2

10

机盖、机座肋厚

m1,m

7，7

轴承端盖外径

D2

56，72

轴承端盖凸缘厚度

t

8

轴承旁联接螺栓距离

s

56

η总=0.83

P工作=3.86KW

n滚筒

=101.91r/min

电动机型号为Y132S-4

i总=14.13

据手册得

i齿轮=4.71

i带=3.0

nI=1440r/min

nII=480r/min

nIII=101.91r/min

PI=3.71KW

PII=3.53KW

PIII=3.39KW

TI=73.73N·mTII=330.11N·mTIII=317.00N·m

V=7.54m/s

dd2=300mm

取标准值

dd2=300mm

Ld=1800mm

取a0=600

z=5

（F0）min=137N

（Fp）min=1310N

u’=4.72

Ysr1=0.88Ysr2=0.99

YF1=2.33YF2=2.17

d1=38mm

d2=45mm

d3=50mm

d4=53mm

d5=61mm

d6=50mm

B2=70mm

B1=64mm

深沟球轴承6310尺寸d×D×B=50mm×110mm×27mm

Ft2=2011N

Fr2=826N

Ft1=2719.3N

Fr1°=989.7N