機械設計課程設計一級減速器設計

1、課程設計說明書課程名稱：一級V帶直齒輪減速器設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計學生姓名：學號:專業(yè)班級：模具09-1指導教師:機械設計課程設計設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計1 .設計計算說明書一份內裝：2.減速器裝配圖一張（A1）3 .軸零件圖一張（A3）4 .齒輪零件圖一張（A3）模具系09-1班級設計者：指導老師：完成日期：成績:設計題目課程設計任務書帶式輸送機傳動裝置的設計學生姓名設計要求：所在院系材料學院專業(yè)、年級、班鍛壓08-1班輸送機連續(xù)單向運轉，工作平穩(wěn)，空載啟動，卷筒效率為0.96,輸送帶工作速度允許誤差為5%,每年按300個工作日計算，使用年限為10年，大修期3年，兩班制

2、工作（每班按8h計算）；在專門工廠小批量生產。學生應完成的工作：1 編寫設計計算說明書一份。2 .減速器部件裝配圖一張（A0或A1）;3 .繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻閱讀:1-機械設計課程設計指導書2機械設計圖冊3-機械設計手冊4 機械設計工作計劃：1.設計準備工作2.總體設計及傳動件的設計計算3.裝配草圖及裝配圖的繪制4.零件圖的繪制任務下達日期:任務完成日期:指導教師（簽名）：學生（簽名）：帶式輸送機傳動裝置的設計才商要:齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技

3、術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從O.lm/s到200m/s或更高，轉速可以從lr/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的一級圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調質），硬度約為240HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度約為215HBs，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質材料。關鍵詞

4、：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器目錄機械設計課程設計計算說明書1.一、課程設計任務書1二、摘要和關鍵詞22.一、傳動方案才以定3各部件選擇、設計計算、校核二、電動機選擇3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6五、傳動零件的設計計算7六、軸的設計計算10七、滾動軸承的選擇及校核計算1214八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算13九、箱體設計機械設計課程設計設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計1 .設計計算說明書一份內裝：2.減速器裝配圖一張（A）3 .軸零件圖一張（A）4 .齒輪零件圖一張（A）系一班級設計者：指導老師：完成日期：成績：計算過程及計算說明一、傳動方案擬定工作條件

5、：原始數(shù)據(jù)：輸送機連續(xù)單向運轉，工作平穩(wěn)，空載啟動，卷筒效率為0.96,輸送帶工作速度允許誤差為5%,每年按300個工作日計算，使用年限為10年，大修期3年，兩班制工作(每班按8H計算)；在專門工廠小批量生產。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：H總二卜1帚XH軸承XH齒輪XH聯(lián)軸器XH滾筒=0.96X0.983X0.97X0.99X0.96H 總=0.83P 工作=4.52KW=0.83(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/(1000H總)=2500X1.5/(1000X0.83)=4.52KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作

6、轉速：N滾筒N筒=60X1000V/nD=60X1000X1.5/nx300=95.5R/MIN按手冊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rA=36。取V帶傳動比1'i=24，則總傳動比理時范圍為1'A=624。故電動機轉速的可選范圍為/VD=I'aXN筒N筒=(624)X95.5=5732292R/MIN符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500R/MN根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有二種傳支比方案：由機械設計手冊查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合,貝U

7、選N=1000R/MINo4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M2-6其主要性能：額定功率：5.5KW滿載轉速960R/MIN,三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：M=NWN筒=960/95.5=10.052、分配各級傳動比(1)據(jù)指導書，取帶I帶=2.3(V帶傳動比I'】=24合理)(2) TI總=1齒輪XI市電動機型號 Y132M2-6I總=8.87據(jù)手冊 得I齒輪=3.86I 帶=2.3四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速(R/MIN)N = N 電機=960R/MINNi=N/U=960/2.3=417

8、39(R/MIN)2 = 11/1齒輪=417.39/4.37=95.5(/1/112、計算各軸的功率(KV)R =P 工作XH 帚=4.52 X 0.96=4.34KWPi =R XH 軸承XH 齒輪=4.34 X 0.9 8X 0.97=4.13KWRn=RiXH 軸承XH 聯(lián)軸器=4.13 X 0.9 7 X 0.9 9=3.97KWN =960R/MINNi =417.39R/MINNii =108.13R/MIN3、計算各軸扭矩(N MT 工作=9550X 4.52/960=44.96Ti= T 工作XH 帝X I 帝=44.96 X 2.3 X 0.96=99.3 N MTn =

9、T iX I齒輪XH軸承XH齒輪=99,3 X 4.37 X 0.98 X 0.97=412.50 N MTm =Ti XH軸承XH聯(lián)軸器=412.50 X 0.97 X 0.99=396.13 N MRi=4.92KWRn =4.67KWRni =4.48KWTi=112.6N MTn =412.15N-M1齒輪=1總/I帝=10.05/2.3=4.37Tm =395.67N-M五、傳動零件的設計計算1 .確定計算功率Pc由課本表8-7得：Ka=1.1Pc=KaP=1.1X5.5=6.05KW2 .選擇V帶的帶型根據(jù)Pc、N由課本圖9-12得：選用A型3 .確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速V。

10、1)初選小帶輪的基準直徑Dn由課本表9-8 ,取小帶輪的基準直徑Db=100MM2)驗算帶速V。按課本式(8-13)驗算帶的速度V=nDbN/ (60 X 1000)=nx 100X 1000/ (60X 1000) =5.24M/S 在5-30M/S范圍內，帶速合適。3 )直徑。計算大帶輪的基準直徑計算大齒輪的基準Dd2Dd=I 帶-Dd=2.3 X 100=230MM由課本表9-8 ,圓整為Dd2=250MM4 .確定帶長和中心矩1)根據(jù)課本式0.7(Dbl + Dd2 ) < AW 2(Db】+ Db2),初定中心距 A=500MM2)由機械設計課本式(8-22 )計算帶所需的基準

11、長度2Ldos 2A) + n (Ddi+D)2)/2 + (D d2Ddi)/ ( 4Ad)=2X 500+3.14 X( 100+250) /2+ (250-100) 7 (4X 500)" 1561MM 由課本表V=5.24M/SDd2=340M M取標準值 Dd2=355MLD(Ddi Dd2)4a9-6選帶的基準長度Ld=1600MM按機械設計課本式(8-23)實際中心距AoA=a a2 b2依1 Dd2)8Ld=1600MM貝! , A=520MM5 .驗算小帶輪上的包角】!=180°- (Dd2-Ddi) /A X 57.3° =180°-

12、 (250-100) /520 X 57.3= 163.47120。(適用)取 A°=5006 .確定帶的根數(shù)Z1)計算單根V帶的額定功率Pr。由01=100M佛口 N = 1000R/MIN根據(jù)課本表8-4A得Fo=O.97KW根據(jù)N=960R/MIN,I帶=2.3和A型帶，查課本表(9-4)Po=0.11KW根據(jù)課本表9-5得K=0.96根據(jù)課本表8-2得&=0.99Z=6Fo=157.37N(Fq) min =1870N3由機械設計課本表10-7選取齒寬系數(shù)d=L04由機械設計課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MPA25由機械設計課本TU10-21按齒

13、面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限工huM1=550MPA打齒輪的接觸疲勞強度極限工hum2=500MPA二 9.55 X 106 7xPj/m=9.55 X 106X 4.34/417.39 = 99300 N- MMI 齒=4.37 乙二24 Z2=77Ti=137041N-M MA humzi=600MPA UI T - H AC P A6)由機械設計課本式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N.N_1=60NJLH=60K417.39X1X(16X300X10)=1.202X109N_2=N_i/I=9.874X108/4.37=2.751X1088取失效概率為1%安全系數(shù)S=1.0hi=Khni

14、humi/S=0.92X550/1.0MPA=506MPAN-i=9.874X 10N_2=2.558 X 108Khn=0.96h2=Khn2him2/S=0.96X500/1.0MPA=480MPA計算1 )試算小齒輪分度圓直徑D%代入目較小的值fccc:KtTlu1/Ze、2CooJl.3*993005.37189.82Ddi2.3231(±) ）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)&n=0.85 K fn2=0.88 ）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=l.4 ,由課本式（10-12 ）得2.323*()2；dUH14,37480Hi=506MPArui9=

15、ziRnMPA67.66mm2 )計算圓周速度VoV=nDd1N1/(60X1000)=3.14X71.266X342.86/(60X1000)=1.28M/S3 )計算齒寬BoB=OdD=1X71.266MM=71.266MM4 )計算齒寬與齒高之比B/Ho模數(shù)：M=DZi=71.266/24=2.969MM齒高：H=2.25M=2.25X2.969=6.68MMD=71.266MMB/H=10.675 )計算載荷系數(shù)。根據(jù)V=1.28M/SZ7級精度，課由本圖10-8查得動載荷系數(shù)K=1.07；直齒輪,Kh=K=1:1）由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限工fei=500MPA大

16、M=2.5MM齒輪的彎曲疲勞強度極限工fe2=380MPAYfai=2.65Ysa=1.58Yfa2=2.226藝fi=Kfni藝fei/S=0.85X500/1.4=303.57MPA藝f2=Kfn2藝fe/S=0.88X380/1.4=238.86MPA4）計算載荷系數(shù)KK=KaXK/XKaXKfb=1X1.07XIX1.28=1.375）取齒形系數(shù)。由課本表 1。5 查得 Yfai=2.65 Yfa2=2.2266）查取應力校正系數(shù)由課本表 10-5 查得 Ysai=1.58 Ysa=1.7647）計算大、小齒輪的WA Ysa/工fM> 2.22MMWai%A2Y sa/藝 f i

17、=2.65 X 1.58/303.57=0.01379Ysa/藝 f 2=2.226 X 1.764/238.86=0.01644大齒輪的數(shù)值大。8）設計計算M > 2X 1.37 X 137 X IO5 X 0.01644 /(I X 24) V3=2.2MM對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)M大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)M的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，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，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.2并就近圓整為標準值M=2.5MM按接觸強度的的分度圓直徑D=73.187，算出小齒輪的齒數(shù)乙=D/M=73.187

18、/2.5 = 30大齒輪的齒數(shù)Z2=3.86 X 30=116這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪 費。4.幾何尺寸計算D=75MMD2=290MM（1）計算分度圓直徑Di=乙M = 3X 2.5=75MMA=183MM2= ZxM = llX 2.5=290MM(2)計算中心距 A= (D+ D2) /2 = (75+290) /2 = 183MM(3)計算齒輪寬度 B= d Di=lX 75=75MM 取 R=75MM, B=80MM六、軸的設計計算輸出軸的設計計算1、兩軸輸出軸上的功率P、轉數(shù)N和轉矩TPi輸=4.67 X 0.98=4.58KWN =

19、N/I=417.39/3.86=108.13R/MINT2=397656N MMPi 輸=4.92 X 0.98=4.82 KWNl=417.39 R/MIN = 100871 N- MMFt2=2011N2、求作用在齒輪上的力Fr2=826N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為Db=355MMFti=2401N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為D=84MMFti=2Ti/Di=2X 100871/84=2401NFr=FtiTAN20 =2401X 0.3642=729N1/31/36n2= Ao (Pits/ N2)= 112X(4.58/108.13 )=39.04MM4、初步確定軸的最小直徑先按

20、課本式（15-2）初步估算軸課本表15-3 ,取A=112 ,于是得Dmin2=39.04MMFt2=2MD2=2X397656/355=2011NFr2=Ft2TAN20=2011X0.3642=825N6ni= Ao (Pl輸/ N 1)112X( 4.82/417.39 ) "3=25.32MM5、聯(lián)軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tc=KaT2,查課本表14-1 ,考慮到轉矩變化很小，故取&=1.3 ,貝uTca= KaT2=1.3 X 397656=516952.8 N- MM按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器工

21、程轉矩條件,查機械設計手冊，選用HL3 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000 N- MM聯(lián)軸器的孔徑D=38MM半聯(lián)軸 器長度L=82MM半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度LF58MM6、軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要 求，由軸承產品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝球軸承213,其尺寸DX DX T=65MX 120MMX 23MM的最小直徑。選取 的材料為45鋼，調制處理。根據(jù)。7、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面BXH=20MM12MM鍵槽用鍵槽銃刀加工,長為63MM同時為了保

22、證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/N6;深溝球軸承213 ,其尺寸DX DXT=65MMX120MK23MM同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12MMX8MIX50MM半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/K6.&確定軸上圓角尺寸參考課本表15-2,取軸端倒角為2X45°09、求軸上的載何yTMFhhi=10a9HF2niJ=1039N-1FWV1=37SN咖尸了施忖心MH=27733N*mKv=76366.5N*MM;*(277832+?6366.5兮v?=81263.38<d)/Him血3J=72735N/.w藝ca=0.27MPA藝ca=5.96MP

23、A軸承預計壽命576000HMFnhi=977.5NFHH2=977.5bPBWMN的TIIThA(d>fmvb二廿&對QMh=71346.25.1Z.Mi-Ma=(718心.2到痢k留肥吃4覺1m-T=308891Nmin*9)TFp=1.5Pi=1558.5NPn=1466.25NLh=3.67XIO1,HLh2=1.99X10HKi=6MMK2=4MML= 51MML2=38MMD=70MM Db=38MM藝 pi=6.93MPA鱷31的哪-按彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)課本式(15-5)及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉

24、,扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取A=0.6,軸的計算應力藝ca=Mi 計算當量載荷R、P2+(AT)2i/2/w=81263.382+(0.6X100871)22/(IX843)=0.29MPA藝ca2=Mi2+(AT?)2i/2/W=76462.382+(0.6X397656)2V2/3365G.9=6.28MPA前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表15-1查得藝一i=60MPA因此藝cAiV藝ca2(藝/，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16X360X10=576000小時1、計算輸入軸承(1)已矢口N=417.39R/MINNn=108.13R/MIN根據(jù)課本P263表(11-9)取Fp=1.5根據(jù)課本P262(116)式得P=FpXFri=1.5X(1X1039)=1558.5NPi=FpXFr=1.5X(1X977.5)=1466.25N(3)軸承壽命計算深溝球軸承E=3633Lh=10C/(60NP)Lhi=106C/(60NPi)=106X44.8X1063/60X32OX(1.5X1558.5)3=3.67X1014H>57600HLh2=106C3/(60NP23)=106X44.8X1063/60X70.8X(1.5X1466.25)3=1.99X1015H>57