机械设计二级减速器说明书

一、课程设计目的与要求《机械设计》课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是：1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。

2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。

3）进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。

要求学生在课程设计中1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。

3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。

4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整，二、设计正文1.设计题目及原始数据设计带式输送机用二级齿轮减速器原始数据：1）输送带工作拉力F= 4660 N;2) 输送带工作速度v=0.63 m/s(允许输送带速度误差为±5％)；3）滚筒直径D=300 mm;4) 滚筒效率η＝0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）；5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6）使用折旧期8年；7）动力来源：电力，三相交流，电压380V；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

2．设计内容：1）传动装置的总体方案设计；选择电动机；计算运动和动力参数；传动零件的设计。

2）绘制装配图和零件图。

3）设计计算说明书一份，包括：确定传动装置的总体方案，选择电动机，计算运动和动力参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。

一.选择电动机；1.选择电动机(1)选择Y系列三相异步电动机。

（2）电动机的容量由电动机至工作机的总效率为η=η1*η2*η3*η4*η5 式中各部分效率由设计资料查得：普通V带的效率η1=0.96，一对滚动轴承的效率η2=0.99（初选球轴承），闭式齿轮传动效率η3=0.97（初定8级），十字滑快联轴器的效率η4=0.97，卷筒传动效率η5=0.96。

总效率为η=η1*η2*η3*η4*η5=0.96*0.994*0.973*0.96=0.808 电动机所需功率为Pd=(F*v)/(1000*η)=3.634kw (2)确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为n w =(60*1000*v)/(*603Ⅱt n d π)=40.107r/min 且初步估取电动机的额定功率为4kw又优先选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机。

有设计资料电动机部分选用Y132M1-6或Y112M-4型电动机，同时查得Y132M1-6的满载转速为960r/min,总传动比i 总=n d/n w =960/40=24，过小，故不选。

综上所述，选取Y112M-4型电动机。

其主要性能见表 外形和安装尺寸见下表； 二 分配各级传动比 总传动比为 55.18627.771440===ωn n i m1440/40.107=35.937 由式 i=i 1*i 2, 式中i 1和i 2分别为V 带传动和减速器的传动比。

按传动比分配注意事项，i 带〈i 齿，初步取i 带=2.99，i 齿=i/i 带=35.937/2.99=12.019.又在减速器中，取i 1=3,i 2=4.006。

三.计算运动和动力参数（1） 各轴转速：Ⅰn =1440r n m =/i 带=1440/2.99=481.605r/min电动机型号额定功率满载转速堵转转矩 额定转矩 质量Y112M-4414402.243 机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸 外形尺寸HA B D E F *GDG l A D AC/2AD112M11219014028608*724400265115 190Ⅱn =min70.2713.514401ri n Ⅰ==481.605/3=160.535ddr/min Ⅲn =min628.775.370.2712r i n Ⅱ==160.535/4.006=40.074r/min 卷筒轴 Ⅲn Ⅳ=Ⅲn =40.074r/min(2) 各轴的输入功率：η3084.59925.0*3485.501===d ⅠP P =3.634*0.96=3.489kw η0982.598.0*98.0*3084.5*12===ⅠⅡP P *η2*η3=3.484*0.99*0.97=3.35kwη8963.498.0*98.0*0982.523===ⅡⅢP P *η2*η3=3.35*0.97*0.99=3.217kwp Ⅳ=η8963.498.0*98.0*0982.523===ⅡⅢP P*η2*η4=3.217*0.99*0.97=3.089kw (3)各轴的输入转矩：Nmn P T ⅠⅠⅠ2050.359550==69.185nm 同理，T Ⅱ1969.179==199.287nm,T Ⅲ355.602==766.640nm T Ⅳ =736.137nm将计算数值列于下表：轴号转速n （r/min ） 输入功率P(kw) 输入扭矩（N .m) 电动机轴 1440 Ⅰ轴 481.605 3.489 69.185 Ⅱ轴 160.535 3.35 199.287 Ⅲ轴 40.074 3.217 766.640 Ⅳ轴40.0743.089736.137四设计计算窄V 带传动 1.确定计算功率P ca由表查得工作情况系数K A =1.2，故 P ca =K A *P=1.2*4=4.8kw 2.选取窄V 带带型根据P ca 、Ⅰn 由图8-9（课本上）确定选用SPZ 型 3.确定带轮基准直径由表8-3和表8-7取主动轮基d d1=71mm根据式8-15，从动轮基准直径d d2＝i*d d1=213mm 按式8-13验算带的速度:由公式得V 1=5.353m/s<35m/s. 故带的速度合适。

4.确定窄V 带的基准长度和传动中心距根据0.7*（d d1+d d2)<a 0<2*(d d1+d d2)，初步确定中心距a 0=400mm 根据式8-20 计算带所需的基准长度L 'd=2*a 0+0.5*п*(d d1+d d2)+(d d2-d d1)2/(4*a 0)=1258.709mm 由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm 按式8-21计算实际中心距aa=a 0+(Ld-L 'd)/2=395.646mm5.验算主动轮上的包角α1=180-[(d d2-d d1)/a]*57o =159.363o >120o 故主动轮上的包角合适。

6.计算窄V 带的根数Z由式8-22知：Z=P ca /[(P O +△P O )*K α*K L ]由n m =1440r/min,d d1=71mm,i=3,查表8-5c 和8-5d 得 P O =1.237kw △P O =0.217kw查表8-8得K α=0.947，查表8-2得K L =0.94 则代入公式计算得：Z=3.709 取Z=4根7.计算预紧力Fo 由式8-23知 查表得q =0.07kg/m ，故 Fo=185.819N8.计算作用在轴上的压轴力F p 由式得： 代入数据得：F p =1462.51N 。

五减速器内传动零件的.设计计算<一>高速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）；C. 材料选择。

由表10—1选择小齿轮材料为40r C （调质），硬度)/(600011d 1s m n d v π=)/(600022d 2s m n d v π=：21121qvee F Fv v f f ec+-+=αα2sin2)22cos(22cos210100ααπβzF zF zF F p =-==是280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

D.初选小齿轮齿数1Z =24，大齿轮齿数为2Z =4.006*1Z =96.144，取2Z =96。

E.初选螺旋角β=ο142) 按齿面接触强度设计 3211)][()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥① 确定公式内的数值A. 试选 t K =1.6，由图10—30选取区域系数 H Z =2.433B. 由图10—26查得 1a ε=0.78 2a ε=0.88 所以 a ε =1.66C. 由表10-7选取齿宽系数 d φ=1D. 查表10—6 得材料的弹性影响系数 E Z =189.8 21MPaE. 由图10—21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为1lim H σ=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限为 2lim H σ=550MPaF. 计算应力循环次数1N =60nj h L =60*1440*1*(2*8*300*10)=4.1472*910同理 2N =7.825*810由图10—19 查得接触疲劳寿命系数 1HN K =0.9 , 2HN K =0.95 G. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 1][H σ = 1HN K 1l i m H σ/S=540MPa 2][Hσ= 2HN K 2lim H σ/S=522.5MPa所以 ][H σ=（540+522.5）/2=531.25MPaH.由以上计算知：小齿轮传递的转矩 T Ⅰ=69.185Nm=69.185*103Nmm计算A. 由小齿轮分度圆直径 3211)][()1(2H E H a d t t Z Z u u T K d σεφ+≥=50.123mmB. 计算圆周速度 v=1000*6011n d t π=1.264m/sC. 计算齿宽b 及模数nt mb=d φt d 1=50.123mmnt m =mmZ d t 494.1cos 11=β 2.026mm h=2.25*nt m =5.065mm b/h=9.896D. 计算纵向重合度βεβε=0.318d φ1Z tan β=1.093 E. 计算载荷系数 K已知使用系数A K =1，根据v=1.264m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数v K =1.14；由表10-4查得.110*23.018.012.132=++=-b K d H φβ=1.15+0.18*(1+0.6d φ2)*dφ2+0.31*10-3*b=1.804; 查图10-13得3.1=βF K 1.62；查表10-3得4.1==Fa HaK K 所以 载荷系数 K =A K v K Ha K βH K =2879F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmK K d d tt 73.43311==60.965mm G. 计算模数 mm Z d m n 768.1cos 11==β 2.4653) 按齿根弯曲强度设计 由式10-17： 32121][c o s 2F a d SaFa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥确定计算参数A. 计算载荷系数K =A K v K Fa K βF K =2.586B. 由纵向重合度βε=1.903，查图10-28得螺旋角影响系数βY =0.88C. 计算当量齿数27.26cos211==βZ Z v 同理 2v Z =105.089D. 查取齿形系数由表10-5查得齿形系数599.21=Fa Y 592； 148.22=Fa Y 176 E. 查取应力校正系数595.11=Sa Y 6； 2Sa Y =1.794 F.由图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 M P a FE 5001=σ； M P a FE 3802=σG 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 85.01=FN K ；.02=FN K 0.88 H.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 MPa SK FE FN F 57.303][111==σσ； 同理2][F σ=238.86MPa计算大、小齿轮的][FSa Fa Y Y σ，并加以比较111][FSa Fa Y Y σ=0.01365222][FSa Fa Y Y σ=0.01632所以,大齿轮的数值大5) 设计计算32121][cos2F a d SaFa n Z Y Y Y KT m σεφββ≥=1.716mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取n m =2.0mm ，已可满足弯曲强度。