一級減速器機械設計課程設計說明書.doc

Xxx 學 院機械設計課程設計說明書院 系： 機電系 年 級： 2012級 專 業(yè)： 機械設計及其自動化 班 級： 機電12151 學 號： 姓 名： 指導教師： 機械設計課程設計任務書學生姓名: 指導老師： 1、 設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置。運輸機工作平穩(wěn)，單向運轉(zhuǎn)，三班工作，使用限期10年，大修期3年，輸送帶速度允差為3%-5%。其中減速器由一般規(guī)模中小型批量生產(chǎn)。2、 設計參數(shù)：題號：S1-11 運輸帶拉力F=3000N 運輸帶的線速度V=1.2ms 驅(qū)動卷筒直徑：D=400mm 輸送帶速度允差為3%-5% 傳動裝置布置圖三、設計內(nèi)容： 一）設計計算 1.電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算； 2.帶傳動的設計； 3.傳動零件的設計； 4.軸的設計；軸承及其組合的選擇及校核； 5.鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核； 6.箱體、潤滑及附件的設計。 二）圖紙的繪制 減速器裝配圖繪制，從動齒輪零件圖。 三）編寫課程設計說明書內(nèi)容包括：目錄、設計任務書、設計計算的所有內(nèi)容、課程設計總結、參考文獻。四、課程設計要求 設計完成后，每位學生提交： 1.減速機裝配圖一張（A1）； 2.從動齒輪零件圖一張； 3.詳細設計計算說明書一份。 1目 錄機械設計課程設計任務書.1一、 選擇電動機，確定傳動方案及計算運動參數(shù).3 1.1 方案選擇.3 1.2 電動機的選擇.3 1.3 傳動比的分配及轉(zhuǎn)速校核.5 1.4 傳動系統(tǒng)各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計算.6二、帶傳動的設計.7三、齒輪傳動的設計.9四、軸的設計.14 4.1 低速軸的設計.14 4.2 高速軸的設計.16五、滾動軸承的校核設計.21 5.1低速軸軸承的校核計算.21 5.2 高速軸軸承的校核計算.21六、平鍵聯(lián)接的選用和計算.22 6.1低速軸的鍵聯(lián)接選用及校核方法.22 6.2高速軸的鍵聯(lián)接選用及校核方法.23七、聯(lián)軸器的選擇計算.23八、箱體及附件的設計.24 九、潤滑與密封.25致謝.26參考文獻. .27- 3 -一、 選擇電動機，確定傳動方案及計算運動參數(shù)1.1傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速器包括第一級減速為帶輪減速第二級為一級圓柱齒輪輪廓傳動減速. 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為750r/min的電動機作為原動機，傳動比約在1315左右，可選用任務書中的傳動方式進行設計。則有如下傳動方案：1.2電機的選擇（1）、電機容量的選擇有書第十頁表2-3可得 電機所需功率 取工作記得工作效率=0.98則有： 電動機輸出功率 (K為載荷系數(shù)通常 K=（1.0-1.3）)傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書表3-1查得：V帶傳動效率，滑動軸承傳動效率為，齒輪傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為 。則故(2)、電動機額定功率范圍P=（1.01.3）4.068=（4.0685.288）KW由表選取電動機額定功率（3）、電動機的轉(zhuǎn)速 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min 的電動機符合。由表20.1選定電動機的型號為Y160M2-8。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速伸出端直徑伸出端安裝長度Y160M2-85.5KW720r/min42mm110mm（4）、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比（符合616）2)、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比，則齒輪的傳動比二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)2.1、各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸，滾筒軸為軸。各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min）高速軸的轉(zhuǎn)速 低速軸的轉(zhuǎn)速 軸的轉(zhuǎn)速 2.2、各軸輸入功率為()軸的輸入功率 軸的輸入功率 軸的輸入功率 滾筒軸輸入功率 P=5.5*0.95*0.99*0.96*0.99=4.92KW2.3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm) 1）、軸的轉(zhuǎn)矩為 2）、軸的轉(zhuǎn)矩為 3）、軸的轉(zhuǎn)矩為 將各數(shù)據(jù)匯總如下 表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 軸軸軸功率PkW5.55.2254.97轉(zhuǎn)矩T(Nm)72.95221.77829.06轉(zhuǎn)速n(rmin)72022557.25三、傳動件的設計計算3.1設計帶傳動的主要參數(shù)1）、 已知帶傳動的工作條件：三班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變動小，所需傳遞的額定功率p=5.5kW，小帶輪轉(zhuǎn)速, 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。2）、設計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等。3）、確定計算工率由表8-8查得工作情況系數(shù) ，故選擇V帶的帶型根據(jù) 由圖8-11選用B型。4）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑 。由表8-9，取小帶輪的基準直徑=150mm。(2)、驗算帶速v。因為5m/sv30m/s，故帶速合適。(3)、計算大帶輪的基準直徑。=i1=mm 根據(jù)表8-9，圓整為。5)、確定V帶的中心距a和基準直徑。(1)、根據(jù)式 即 初定中心距(2)、由由表8-2選帶的基準長度。(3)、計算實際中心距a。 因為a Min =a-0.015Ld=586.5a Max =a+0.03Ld=691 中心距的變化范圍為586.5mm-691mm。6)、驗算小帶輪上的包角 7)、計算單根V帶的額定功率 。由=150mm和 ，查表8-4a得kW。根據(jù),i1=3.5查表8-5得。查表8-6得，表8-2得，于是8)、計算V帶的根數(shù)z。 取Z=5根。9）、計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.70kg/m,所以應使帶的實際初拉力10）、計算壓軸力壓軸力的最小值為3.2、齒輪傳動設計1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB1009588）。(3)、材料選擇。由表10-140（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。(4)、選小齒輪齒數(shù)，齒輪傳動比為i2=3.93，則大齒輪齒數(shù)，取。2）、按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即 進行計算。3）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)、試選載荷系數(shù)(2)、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。(3)、由表10-7選取齒寬系數(shù)。(4)、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)(5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4）、計算應力循環(huán)次數(shù)。(1)、由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。(2)、計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則5）、計算(1)、試算小齒輪分度圓直徑代人中較小的值。(2)、計算圓周速度6）、計算齒寬。7）、計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 齒高 齒高比 8）、計算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù);直齒輪，。由表10-2查得使用系數(shù)。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，。由，查圖10-13得，故載荷系數(shù)9）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑10）、計算模數(shù)m。11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設計。12） 、確定公式內(nèi)的各計算值：(1)、由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。(2)、圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。13)、計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4，則14）、計算載荷系數(shù)K。15）、查取齒形系數(shù)。由表10-5查得 。16）、查取應力校正系數(shù)。由表10-5查得 。17）、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。18）、設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，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，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.307mm，并就近圓整為標準值為m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) ，取 ，取19)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑(2)、計算中心距 3)、計算齒輪寬度 取。壓力角齒根圓直徑73.75376.25模數(shù)m2.5分度圓直徑62.5247.5齒頂圓直徑 71.5271.5中心距a=167.5齒寬 67.5 75 代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑=1.6d=1.6X4070輪轂軸向長L=（1.2-1.5）d60倒角尺寸nN=0.51齒根圓處厚度=(2.5-4)8腹板最大直徑=-2378.5孔板分布直徑=0.5(+)224.25板孔直徑=0.25(-)60腹板厚CC=0.318則 如下圖四、軸的設計計算 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表15-1得許用應力為。為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一號和第二號嚙合齒輪上的作用力分別為4.1、低速軸的設計 (1)、初步確定軸的最小直徑。按公式 初步計算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取。則又因為低速軸II有兩個鍵槽，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應相應地增大10%-15%?，F(xiàn)將軸增大10%。則增大后的最小軸徑但是由于輸出軸與聯(lián)軸器連接則最小軸因與聯(lián)軸器相結合由1.5816.7=1225.05 則d優(yōu)先選擇50；55(2)、軸上各段直徑的初步確定。 d1=55與銷聯(lián)軸器配合。d2=60，根據(jù)氈圈油封標準，選擇軸徑長度60mm。d3=65，與軸承（深溝球軸承6221）配合，取軸承內(nèi)徑65mm。d4=70，設計非定位軸肩高度h=2.5mm，內(nèi)徑70 mm.d5=80，設計定位軸肩高度h=5.5mm。d6=74，設計定位軸肩高度h=3mm。d7=65,與軸承（深溝球軸承6221）配合長度為23mm。(3)、軸上各段所對應的長度。；。(4)、各軸段的倒角設計按表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設計。得如圖：4.2、從動軸的疲勞強度校核1.按彎矩復合強度計算。由于該傳動齒輪為直齒圓柱齒輪則，從動輪直徑d2=382.5mm,此段直徑d=70mm當輪所受的轉(zhuǎn)矩作用在齒輪的圓周力上：作用在齒輪徑向的力：由于前面計算得該軸的跨距L=156則（2）、求支反力垂直向心支反力。水平支反力（3）由于兩邊為對稱截面則中點C處為危險截面C處的垂直彎矩：C截面的水平彎矩：由得=177由于C處最危險則C的當量彎矩：(4)計算C處的直徑由 得 由于危險截面處正處于則受力圖如下：4.3、高速軸的設計主動輪疲勞強度校核。選45鋼，正火處理，查表15-1得硬度為HBS,抗拉強度，許用彎曲應力為1、 對軸進行結構設計（1） 、初定最小軸徑（扭徑）-（只按扭轉(zhuǎn)強度估算）由表15-3可得可選則取55mm由于與皮帶輪連接，又因為皮帶輪的寬度是由皮帶根數(shù)來決定。由于有5條V帶則=（1.8-2）d則軸長L=50mm各段直徑的確定查頁表5-9，兩端初選6207型的深溝球軸承查頁圖8-3、表8-3可得B=26mm 取 取 取（2） 、各段長度的確定聯(lián)軸器軸孔的長（查選定聯(lián)軸器）-=90mm則得如下齒輪軸：4.4、軸強度的校核（1） 、分度圓直徑（2） 、轉(zhuǎn)矩（3） 、圓周力（4） 、徑向力（5） 、因為兩軸承對稱，有4.5繪制簡圖（1）、求支反力(2)由于兩邊對稱，知截面彎矩也對稱，則截面在垂直面的彎矩為2、 、截面在水平面上的彎矩為：(1)、計算合成彎矩（2）、計算當量彎矩，取a=1，則得受力圖如下:五、軸承的校核5.1、低速軸軸承的選擇1）低速軸的軸承選取深溝球軸承6211型Cr=43.2kn2）、計算軸承的徑向載荷 圓周力徑向力：3）、軸承的校驗(1)、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數(shù)。(2)、由于該減速器的壽命為10年每天三班制軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則(3)、軸承的壽命綜上所得6211軸承符合設計要求。5.2、高速軸的軸承選取及計算1）、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型，Cr=25.5kN。2）、計算軸承的載荷3）、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表13-6得載荷系數(shù)。由于該減速器的壽命為10年每天三班制4）5）軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則4）、驗算6207軸承的壽命綜上所得6207軸承符合設計要求。六、鍵連接的選擇及校核6.1、高速軸的鍵連接1）、高速軸鍵的選取查表6.1普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=8752軸的直徑為30mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查表6-2=100120MPa。2）、強度校核故滿足設計要求。2、低速軸鍵的選取1）、查表6.1普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=14 9 70，軸的直徑為45mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查表6-2=100120MPa。2）、強度校核故也符合設計要求1）、查表6.1普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=1811 98，軸的直徑為59mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查表6-2=100120MPa。2）、強度校核 七 聯(lián)軸器的選擇1） 輸出端聯(lián)軸器的選擇： 計算轉(zhuǎn)矩：。 軸的轉(zhuǎn)速：。 低速軸端伸出段的直徑，參考文獻【1】表6.7選擇金屬滑塊聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的軸孔直徑。 八、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇8.1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.025a+1mmmm,取8mm機蓋壁厚1,取8mm機座凸緣厚度b1.5=14mm機蓋凸緣厚度b11.51=12mm機座底凸緣厚度p2.5=25mm取25mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=19.47mm取20mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d1 12mm機蓋與機座連接螺栓直徑d210mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm窺視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d6mmdf、d1、d2至外機壁距離c126mm,18mm,16mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離c224mm,16mm、14mm凸臺高度h51mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112mm小齒輪端面與內(nèi)機壁距離215mm機座肋厚mm=0.85=10mm啟蓋螺釘d512mm軸承端蓋凸緣厚度e13mm8.2、減速器附件的選擇包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，油標，通氣孔，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等具體參數(shù)見書127頁表7.1。9、 潤滑與密封潤滑9.1減速器的潤滑1、齒輪的潤滑：根據(jù)齒輪的圓周速度選擇油潤滑，浸油深度為一個全齒高2、軸承的潤滑：滾動軸承根據(jù)軸徑選擇脂潤滑。 潤滑脂的類型為鈣基2號 鈉基2號 。3、減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑(L-AN46GB443-1989)，減速器的滾動軸承采用油脂潤滑(鈣基潤滑脂2號GB491-1987)。5、其他零件采用油脂潤滑。9.2密封減速器的密封1、軸伸出處密封：軸伸出處密封的作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕防止?jié)櫥停ㄖ┞┏龊拖渫怆s質(zhì)，水基灰塵等侵入軸承室避免軸承急劇磨損和腐蝕，采用墊圈密封方式2、軸承室內(nèi)側密封：采用擋油環(huán)密封方式，其作用是防止過多的油，雜質(zhì)以及嚙合處的熱油沖入軸承室3、箱蓋與箱座接合面的密封：采用密封條密封。致 謝： 在課程設計即即將將結束之際，首先要感謝指導老師。這兩個星期老師陪著我們一起走過。不僅詳細的列出我們要走的的步驟，還能列出每天要做的計算任務，讓我們有個明確的設計方向，可以說讓我們少走了很多的彎路。最后連繪圖的圖層都給我們設置好了。在此說聲老師您辛苦了。其次也要謝謝和我一組設計的同學，無從下手的時候我們一起討論。讓有些問題可以得到了及時的解決，不僅節(jié)約了自己的寶貴時間，也讓自己少做了一些無用功。最后也小小的感謝一下自己。這兩個星期的努力堅持讓自己學到了很多參考文獻1 周元康.機械設計課程設計M.重慶：重慶大學出版社2 濮良貴.機械設計M.北京：高等教育出版社 P=4.92kwZ=50. =768.6=2135=59.95=166.53=270.5d=35.57 =59可行K=3.5L=62mmCr=43.2knCr=25.5KN - 28 -