一级减速器设计说明书机械课程设计报告

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一级减速器设计说明书机械设计课程设计
设计任务书
一、课程设计题目:
设计带式运输机传动装置(简图如下)
二、课程设计容
1)传动装置的总体设计。

2)传动件与支承的设计计算。

3)减速器装配图与零件工作图。

4)设计计算说明书编写。

每个学生应完成:
1)部件装配图一(A1)。

2)零件工作图两(A3)
3)设计说明书一份(6000——8000字)。

本组设计数据:
第三组数据:运输机工作轴转矩T/(N.m) 1200 。

运输机带速V/(m/s) 1.70 。

卷筒直径D/mm 270 。

已给方案:外传动机构为V带传动。

减速器为一级级圆柱齿轮减速器。

第一部分 传动装置总体设计
减速器的性能与结构介绍
1、 结构形式:
本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。

2、 电动机的选择:
(1)工作机的效率P w
P W =FV/1000=1200x1.70/1000=2.04(kW)
(2)总效率η总 (查机械设计手册-机械设计传动概略可知)
η总
=η带
η齿轮
η
联轴器
η滚筒
η
轴承2
=0.96⨯0.98⨯0.99⨯0.96⨯0.992=0.876 (3) 所需电动机功率P d
P d =P w /η总=2.04/0.876=2.329(kw) 查机械设计零件手册得 P ed =3kw 选YL100L2-4 n m =1430r/min
3、 传动比的分配
工作机的转速n=60⨯1000ν/(πD) =60⨯1000⨯1.7/(3.14⨯270) =120.25(r/min)
a i =n m
/n=1430/120.25=11.892
为使传动均匀 可取i 带=3.2
则 i 齿轮=11.892/3.2=3.716
4、动力运动参数计算
(1)转速n
n o =n m =1430r/min
n Ⅰ= n o /i 带=1430/3.2=446.875r/min n Ⅱ= n Ⅰ/ i 齿轮=446.875/3.716=120.257r/min n Ⅲ= n Ⅱ=120.257r/min (2)功率P
P 0= P d =2.329(kW) P Ⅰ= P 0η带=2.329x0.96=2.23584Kw
P Ⅱ= P Ⅰη齿轮η轴承=2.23584x0.98x0.99=2.169kw P Ⅲ= P Ⅱη联轴器η轴承=2.169x0.99x0.99=2.126kw (3)转矩T
T
=9549·P 0/ n o =9549x2.329/1430=15.552(N ·m)
T Ⅰ=T 0η带i 带=15.552x0.96x3.2=47.776(N ·m)
T Ⅱ=T Ⅰη齿轮
η
轴承
i 齿轮=47.776x0.98x0.99x3.716
=172.246(N ·m)
T Ⅲ=T Ⅱη
联轴器
η
轴承
i 齿带=172.246x0.99x0.99x1
=168.818(N ·m)
将上述数据列表如下:
第二部分 V 带的设计计算
1、 已知条件有:
P d =2.329kw n o =1430r/min i 带=3.2
两班制即每天工作16小时
2、 确定计算功率P ca
由课本表8-7查得工况系数K A =1.2,故
P ca =K A P d =1.2X2.239=2.795KW
3、 选择V 带的带型
根据P ca n o 由课本图8-11 选用A 型
4、 确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
1)
初选小带轮的基准直径d d1。

由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径d d1=90mm 2)
验算带速v 。

10
901430
6.74/601000
60000
d d n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯
因为5m/s<v<30m/s,故带速合适 3)
计算大带轮的基准直径。

21 3.290288d d d id mm ==⨯=
根据表8-8,圆整为2d d =280mm
5、 确定V 带的中心距a 和基准长度L d
1) 由式子0.7(d d1+d d2)≤a 0≤2(d d1+d d2) 初定中心距a 0=500mm
2) 计算基准长度
2
1200120
()2()24d d d d d d d L a d d a π
+≈+++
=1649mm
由表8-2选带的基准长度L d =1600mm 3) 计算实际中心距a
04752
d d L L a a mm -≈+
=
验算小带轮的包角α1
012157.357.3
180()
180(28090)157120475
d d d d a α≈--=--≈≥ 6、 计算带轮的根数z
1) 计算单根V 带的额定功率P r
由d d1=90mm 和n o =1430r/min 查表8-4a 得P 0=1.059 根据n o =1430r/min ,i 带=3.2,A 型带查表8-4得
00.17P kW ∆=
查表8-5得00.17P kW ∆=查表8-2得
0.99L K =于是
00()(1.0590.17)0.9280.99 1.29r L P P P K K KW α=+∆=+⨯⨯=
2) 计算根数z
2.795 2.21.29ca
r
P z P =
== 取3根 7、 计算单根V 带的初始拉力最小值(F 0)min
由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以
20min (2.5)()500
122ca
a K P F qv N K zv
α-=+=
应是带的实际初拉力F 0>(F 0)min
8、 计算压轴力F p
压轴力的最小值为
1
min 0min 157
()2()sin
23122sin
7182
2
p F z F N α==⨯⨯⨯=
第三部分 齿轮的设计计算与校核
齿轮的计算设计与结构说明
对于硬度≤350HBS 的齿轮设计要求,一般地,大齿轮硬度要略小于小齿轮硬度,多采用正火处理,而小齿轮一般采用调质处理。

而且,一对圆柱齿轮,为了提高小齿轮的接触强度和弯曲强度,通常小齿轮的齿宽要略大于大齿轮的齿宽。

已知,经过V 带传送后的输入功率P Ⅰ= 2.236Kw ,小齿轮转速n Ⅰ=446.875r/min n Ⅱ=120.257r/min ,所以齿轮系的齿数比716.31
2
==
n n u 1、选定齿轮类型、精度等级、材料
1)由已知减速器结构传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动
2)运输机为一般工作机,速度不高,故选用7级 (GB10095-88)
3)材料选择,由教材表10-1选择小齿轮材料为45号调质钢,硬度250HBS ,大齿轮选用45号钢(正火)硬度为200HBS ,两硬度值之差为50HBS ,符合标准。


设小齿轮齿数为24,则大齿轮齿数为89
2、按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
[]3
2112⎪⎪⎭

⎝⎛≥F Sa Fa d Y Y z KT m σφ (1)确定公式中的各计算数值 计算应力循环次数
8
129111058.3716
.31033.11033.1)1031016(1875.4466060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==u N N jL n N h
1)由教材图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限1FE σ =400M P a 大齿轮的弯曲强度极限2FE σ=360M P a 2)由教材图
10-18
取弯曲疲劳寿命系数
3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得
[][]MPa
MPa S K MPa MPa S K FE FN F FE FN F 29.2264
.136088.086.2424
.1400
85.0222
111=⨯===⨯==σσσσ
4)计算载荷系数K
由应力循环次数可查得接触疲劳寿命系数
97.0,93.021==HN HN K K
计算解除疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数为S=1,则
[][]MPa
S
K MPa
S
K LIM HN H LIM HN H 48550097.05.51155093.0222
1
11=⨯===⨯==σ
σσσ
[]m m Z u u T K d H E d t t
21.53132.232
11=⎪⎪⎭

⎝⎛+≥σφ
其中,按接触强度计算时,可定义载荷系数
t K =1.3, 转矩
1T =4.776m m N •⨯4
10,齿宽系数d φ=1 材料弹性系数E Z =189.82
1MPa
④综上所述,
s m n d v t /25.160000
875
.44621.5360000
1
1=⨯⨯=
=
ππ
查表的43.1313.1109.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 5)查齿形系数和应力校正系数
由表10-5查得 205.2,65.221==Fa Fa Y Y
779.1,58.121==Sa Sa Y Y 6)计算大小齿轮的并加以比较
[]
[]
017335
.029
.226779.1205.2013967
.086
.24258
.165.222
211
1=⨯==⨯=
F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ
显然,大齿轮的数值大 (2)设计计算
62.1017335.024
110776.443.123
2
4
=⨯⨯⨯⨯⨯≥
m m m 又对于齿面接触疲劳强度计算得:
K (即接触疲劳下的载荷系数)可等于1.52
m m K K d d t t 1.563
.152
.121.5333
11=⨯== 得:m m z d m 33.224
1
.5611===
经对比可知,由齿面接触强度计算的模数要大于由齿根弯曲强度计算的模数,由于齿轮的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力,而齿面接触疲劳所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算得的模数1.62并圆整为2mm ,按接触强度算得的分度圆直径为56.1mm ,算小齿轮齿数
05.10428716.32821
.56211=⨯=≈==
z m d z ,取1042=z 如此设计,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度
3、计算小齿轮齿根弯曲应力与校核为
[]11
2
21
1173.572000F F F MPa Z m B Y KT σσ≤==
强度符合 4、几何尺寸的计算
(1)分度圆直径
m m
m m m z d m m m m m z d 2082104562282211=⨯===⨯==
(2)计算中心距
mm d d a 1322
208
56221=+=+=
(3)计算齿宽
mm d b d 561==φ
此时,齿轮齿宽分别为mm B mm
B 56,6021== (4)齿顶圆直径
mm
h d d mm
h d d a a a a 2122602222111=+==+=
(5)齿根圆直径
m m
h d d m m
h d d f f f f 20325122211=-==-=
(6)其他,齿厚S ,齿根高f h ,齿顶高a h
m m
h m m h m m P
S a f 25.214.32
==== 5、齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构 大齿轮相关尺寸计算: 轴孔直径d=50mm
轮毂直径m m d D 806.11== 轮毂长度mm B L 562== 轮缘厚度
0δ取8mm
轮缘径mm h d D a 1871692122202=--=--=δ 取185mm 腹板厚度m m B c 173.02≈= 腹板中心孔直径
mm D D D 5.1322/265)(5.0120==+=
腹板孔直径
mm D D d 25.26)(25.0120=-= 取25mm
齿轮倒角为0.5m=1mm
6、齿轮简图:
见 附录图三
第四部分 轴的设计计算与校核
1、轴的选材与其许用应力
选用45号钢,调质处理,
MPa
MPa MPa HB s b 280,
360,650,255~2171===-σσσ
2、按扭矩估算最小直径
主动轴m m n P A d 67.19875
.446236.211533
1101==≥ 若考虑到键的影响,则mm d 7.2005.167.191=⨯= 从动轴m m n P A d 2.30257
.120169.211533
2202=== 考虑到键槽,则mm d 7.3105.12.302=⨯= 取标准直径
m m
d m m d 322221==
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需选取联轴器的型号 查教材表14-1,可确定3.1=A K ,则:
m N T K T A ca •=⨯
⨯==482.219257
.120126
.295500003.13
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查机械设计手册,选用LT6型弹性套柱销联轴器,公称转矩为250N.m,取轴孔直径为32mm ,半联轴器长度L=60mm ,与轴配合毂孔长度为58mm ,取A 型键连接。

3、轴的结构设计
(1)拟定轴上零件的装配方案 见 附录图四、图五
(2)根据轴向定位的的要求确定轴的各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,AB 段左端需要设计一个轴肩,故BC 段直径为38mm ,取毂孔端部圆角半径为1.6mm ;取右端轴伸长度为58mm,半联轴器孔长度为60mm ,符合条件;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径
mm D 40=
2)初步选定滚动轴承。

因选用直齿轮,近似只受到径向力的作用,故可初步选用深沟球轴承.根据mm d BC
38=以与题目相关计算要求,查《机械技术手
册》从动轮选择6209,2个,尺寸为mm mm mm B D d 198545⨯⨯=⨯⨯,故从动轴右端直径选择45mm ,mm L G F 19=,右端轴肩直径为55mm ,长度设计为25mm ;主动轴轴承选用6206,2个,尺寸为mm mm mm B D d 166230⨯⨯=⨯⨯ 3)在安装齿轮处的轴段EF ,其左端应略高于轴承钢圈径,取安装直径55mm,长度确定为25mm ;齿轮右端采用轴套定位,为使轴套端面可靠压紧齿轮,可使DE 段长度略短于齿宽,取54mm
4、危险截面的强度校核
(1)从动轴的强度校核 圆周力N N d T F t 94.1672208
99
.1732000200022=⨯==
径向力N F F t r 9.60820tan 94.1672
tan =⨯==α 由于为直齿轮,轴向力为0 作从动轮简图 见附录图一 图中: mm L 125=
)
(12.1910002125
45.3042)
(45.30429
.6082)
(53.521000
2125
47.836247.836294
.16722m N L R M m N F R R m N L R M N F R R VA VC r VB VA HA HC t HB HA •=⨯⨯==•====•=⨯⨯=====
= 扭矩T=173.99N.M 校核:
MPa W
T M m N M M M c ca VC HC c 93.1732
2.0)1722466.0(55900)(9.553
2
2
2
2
2
2=⨯⨯+=
+=
•=+=ασ 由教材表15-1,得[]MPa ca 551=≤-σσ 强度足够
(2)主动轴的强度校核
做主动轴的受力简图 见附录图二 L=123mm
)
(72.1810002120
45.3042)
(45.30429
.6082)
(44.511000
2123
47.836247.836294.16722m N L R M m N F R R m N L R M N F R R VA VC r VB VA HA HC t HB HA •=⨯⨯==•====•=⨯⨯=====
= 扭矩T=47.78Nm 校核
MPa W
T M m N M M M c ca VC HC c 2922
2.0)477806.0(54740)(74.543
2
2
2
2
2
2=⨯⨯+=
+=
•=+=ασ
由教材表15-1,得[]MPa ca 551=≤-σσ 强度足够
第五部分 相关零件的设计计算与校核
1、滚动轴承的设计计算与校核
由上面设计可知,轴向力受力很小,主要受到径向力的作用,故选用深沟球轴承,
查《机械技术手册》,从动轮选择6209,2个,尺寸为
mm mm mm B D d 198545⨯⨯=⨯⨯,故从动轴右端直径选择45mm ,
mm L G F 19=,右端轴肩直径为55mm ,长度设计为25mm ;主动轴轴承选用6206,2
个,尺寸为mm mm mm B D d 166230⨯⨯=⨯⨯ 寿命计划:
两轴承承受径向载荷
0,1,9.608====Y X N F P r
1)主动轴轴承寿命:6206,基本额定动负荷
3,5.19==εkN C r
h P C n L r h 5.522901
9.60819500875.446601060103
66=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε 预期寿命为10年,两班制,符合轴承寿命要求 2)从动轴轴承寿命:6209,基本额定动负荷
3,5.31==εkN C r
h
r h L h L h P C n L ≤=⨯⨯==⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=49600163101019189189
9.60831500257.120601060103
66ε 预期寿命为10年,两班制,符合轴承寿命要求
2、联轴器的选择与校核
参看“第四部分 轴的设计计算与校核”
可知,符合要求。

3、键的选择与校核
(1)主动轴轴伸直径为22mm ,查机械设计手册可选用A 键
mm mm mm L h b 2866⨯⨯=⨯⨯,45钢,许用挤压应力[]MPa P 100=σ
[]P t p MPa kld T l h F σσ≤=⨯⨯⨯===
8.6522
22378
.4720002000' 强度足够,合格
(2)从动轴轴伸为32mm ,查机械设计手册可选用A 键
mm mm mm L h b 45810⨯⨯=⨯⨯,45钢,许用挤压应力[]MPa P 100=σ
[]P t p MPa kld T l h F σσ≤=⨯⨯⨯===
9.7632
35425.17220002000' 强度足够,合格
(3)齿轮配合处,直径50mm ,查机械设计手册选用A 键,
mm mm mm L h b 45914⨯⨯=⨯⨯,45钢,许用挤压应力[]MPa P 100=σ
[]P t p MPa kld T l h F σσ≤=⨯⨯⨯===
4.4950
315.425.17220002000' 强度足够,合格
4、传送带速度校核
由题意可知,传送带理论要求速度为1.7 m/s ,经计算可知,V 带的速度为6.74m/s ,总效率为0.91(注:因初速度选自带速,故效率要从轴段算起),经计算可得传送带的实际速度为1.62m/s ,故:
△%5%7.47
.162
.17.1≤=-=v
合格
第六部分 箱体与其附件的设计计算
1、箱体的结构尺寸
箱坐壁厚mm 8=δ 箱盖壁厚mm 71=δ
箱坐筋板厚度m m 8.6'
=δ 箱盖筋板厚度 mm 61
'=δ
箱坐凸缘厚度 mm b 12= 箱盖凸缘厚度 mm b 5.101=
箱底坐凸缘厚度mm b 202
= 地脚螺栓 16M 数量6根
大齿轮齿顶与壁距离mm 121=∆ 小齿轮端面与壁距离mm 102=∆
2、轴承盖尺寸
端盖外径mm D D 125 92mm
2212== 螺孔中心距mm D mm
D 105,772010== 深入端径mm D mm
D 75,522414== 端盖厚度 mm m mm
m 10,821== 3、视孔盖尺寸
长度mm l 901= 孔长度中心m m l 752= 宽度mm b 701= 孔宽度中心m m b 552= 厚度mm 4=δ 倒角mm R 5= 孔径mm d 7= 孔数4=n
第七部分 附录
图一从动轴受力简图
图二主动轴受力简图
图三齿轮简图
图四从动轴
图五主动轴
第八部分课程设计心得
机械设计是我们机械专业的必修科目,是我们了解专业领域,掌握专业技能的必修课,所以课程的学习是我们学习职业技能的重要手段。

而要学好机械设计这门课程,一个重要的方法就是经过课程设计。

认真对待课程设计会使我们进一步巩固所学并灵活运用。

经过本次的课程设计(一级减速器的设计),让我了解到了更多的专业知识,通过对其的掌握运用,让我知道了本专业领域设计的复杂和乐趣。

一周多时间的设计计算,通过查阅相关资料,书籍以与讨论思考,对课程要求逐步思考解决,让我了解到相关学习容的解决方法。

诸如齿轮,轴承、轴以与键,联轴器等的设计计算和校核,力学的分析计算,材料的强度计算校核等等。

这些都使我加深了对机械设计领域的了解。

同时,我所收获的还有对待问题的态度,这让我再一次体会到了坚持带给我的乐趣。

运用如此长的时间终于合格完成了设计计算,的确有着不一样的成就感,经过努力,经过付出,当得到收获时,心情的喜悦是难以解说的。

每一件事情都有它的两面性。

在这次的课程设计中让我了解一件产品制作的不易。

各个零件的尺寸规格,安装位置,材料选择,强度校核都是要有一定的标准,容不得半点马虎。

在设计过程中我进一步了解了联轴器,轴承,轴,齿轮的相关参数与计算过程。

但,减速器的设计仍然存在着缺陷,相关安装尺寸的配合等还是不够完美,在受力分析的过程中力的分析不够全面具体以与学习过程中相关主要零件的设计计算不够熟练等等。

但这些都将成为我今后学习的注意点。

第九部分参考文献
本次设计主要参考:
《机械设计课程设计手册》·················吴宗泽罗圣国主编《机械设计课程设计》·················岩、晓罗、熊勇主编
《机械设计,第八版》····································教材网络相关资源以与同学交流。

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