山大机械设计说明书一级减速器

1、机械课程设计说明书山东大学 机械设计基础课程设计设计计算说明书院系 材料科学与工程学院年级 2012 专业 模具 姓名 学号 201200150020 指导老师 2015年12月29号第1章 设计任务课题题目 原料车间一运输冷料的带式运输机，由电动机经一级减速传动装置，该减速传动装置系由单级齿轮减速器配合其他传动件组成。该带式运输机折合每日两班工作制，工作期限5年。设计此传动装置。 参数： 工况：设计任务设计说明书：一份草图： 一张装配图： 一张零件图： 一张 1.5500第二章 机械传动装置的总体设计 1.确定传动方案 电动机的同步转速初选1500r/min 初估总传动比 i 工作机的输入转

2、速 确定传动系统由带，齿轮，链传动组成，平面简图如下所示： 2.选择电动机 选择电动机类型 根据传动装置的工作条件、电动机的结构特点、适用范围，优先选用全封闭自扇冷式笼型Y系列异步电动机 确定电动机型号 工作机输入功率的计算 电动机所需的输出功率P0计算 查机械设计课程设计式2-4得： nw=81.851r/minPW=4.285kWV带取=0.95齿轮取7级精度=0.98链条取用开式滚子链=0.92轴承选用滚动球轴承=0.99联轴器选用弹性联轴器=0.991 确定电动机型号 =5.303kw，=1500r/min 查机械设计课程设计表2-3用Y132S-4 =5.5kw，=1440r/min

3、查机械设计课程设计表2-4得： D= E=80 3.传动装置总传动比的计算及其分配 计算总传动比 分配传动比 取普通 V 带的传动比： 取减速器传动比： 则4.传动装置的运动参数和动力参数的计算 各轴输入功率 P0=P电=5.303Kw =5.303×0.95=5.038kw =5.038×0.99×0.98=4.888kw 各轴转速 n0=nm=1440r/min =0.98=5.303kw=5.5kw=1440r/min P0=5.303kWPI=5.038kWPII=4.888kWn0=1440r/min30 =720 r/min =180r/min（3）

4、各轴转矩 轴号参数 I II III输入功率/kW5.3035.0384.888转速/(r/min)1440720180输入转矩/(N*m)35.16966.823259.336第3章 普通V带设计计算1.确定计算功率 计算功率 工作机为带式运输机,载荷变动小，电动机为I类普通笼型异步电动机，每天工作时间为两班制，每班8小时，共16小时 查机械设计基础表13-6得： 2. 选择普通V带的型号 根据计算功率和小带轮带速查机械设计基础图13-12得： 选用普通V带的A型号，且3. 确定带轮的基准直径和（1）选择小带轮基准直径 由 机械设计基础表13-4得： 符合V带A型号的要求 由机械设计基础表1

5、3-5，表13-7及图13-12得：（2）确定大带轮基准直径由于对传动比无严格要求，故不需要考虑滑动率，因此采用因219.52mm是非标准直径，故按照表13-7取大带轮标准基准直径为：4.验算带速 因为带速在5-25m/s范围内，所以带速合适。5.确定中心距和带长初步确定中心距,即 取=500mm 初定V带基准长度 由机械设计基础式13-18得 = =1534.06mm 由机械设计基础表13-2选取接近的基准长度 实际中心距由机械设计基础式13-19得： 6.验算小带轮包角由机械设计基础式13-20得： = =故包角符合要求。7.确定V带的根数（1）由机械设计基础表13-5查得: A型V带：（

6、2）由式 其中传动比 由机械设计基础表13-9得， 由机械设计基础表13-8得则（3）由机械设计基础表13-10 由机械设计基础表13-2得, 则V带根数由机械设计基础1式3-21得： =3.75 取z=4根。Z=4 8.计算张紧力由机械设计基础表13-1查得 q=0.1kg/m =158.23N9. 计算压轴力由机械设计基础式（13-24）得：=1258.883N 故选用A-1400GB11544-89 V带4根；中心距533mm；小带轮基准直径，大带轮直径第4章 齿轮传动的设计 选用闭式斜齿圆柱齿轮 材料：小齿轮选用45钢，调质处理230HBS 大齿轮选用45钢，正火处理200HBS 精度

7、：7级精度 工作环境：载荷平稳，齿轮在轴上作对称布置，工作有中等冲击，单向转动 选小齿轮齿数，则大齿轮齿数。 初选螺旋角=10°。1. 接触疲劳强度计算(1) 计算小齿轮转矩（2） 确定载荷系数由于载荷平稳，由表11-4取 =10°已知齿轮为7级精度，调质处理，并初设，由表11-5取对于7级精度软齿面齿轮，由表11-9取齿轮在轴上对称布置，轴刚性大，软齿面，由表11-8取，由图11-7取（3）确定弹性系数、节点区域系数、重合度系数和螺旋角系数 钢对钢的弹性系数查表11-6得，初设，则由图11-9 可查得节点区域系数，重合度系数：对斜齿轮可取 螺旋角系数（4） 计算许用接触应

8、力 大齿轮的硬度比较低，其强度较差，故接疲劳强度按大齿轮计算即可。大齿轮45钢，正火处理，200HBS，由图11-10取，按表11-7查得其失效概率为1%得。大齿轮许用接触应力为（5）计算小齿轮分度圆直径 （6） 验算速度 与初设相符2. 确定传动尺寸（1） 确定模数 ，取（2） 确定中心距 ，中心距应圆整为整数，取（3）确定螺旋角 （4） 确定齿轮分度圆直径 （5） 确定齿宽 ，取3. 弯曲疲劳强度验算（1）确定齿形系数、应力修正系数、重合度系数及螺旋角系数小齿轮的当量齿数为，大齿轮的当量齿数为。查图11-12和图11-13得 重合度系数因已知故螺旋角系数（2） 计算许用弯曲应力 小齿轮45

9、钢，调质处理，硬度为230HBS，查图11-14得因为，查图11-15，可取尺寸系数失效概率为1%，查图11-7得安全系数计算许用弯曲应力（3）验算弯曲疲劳强度 因此，满足弯曲疲劳强度条件。 因此，满足弯曲疲劳强度条件。4. 齿轮相关参数的计算（1)小齿轮参数的计算分度圆直径；齿顶圆直径；齿根圆直径；旋向：左旋。（2）大齿轮参数的计算分度圆直径；齿顶圆直径；齿根圆直径；旋向：右旋。参数主动轮从动轮模数/mm22齿数26104齿宽/mm6055分度圆直径/mm52.800211.200齿顶圆直径/mm56.800215.200齿根圆直径/mm47.800206.200螺旋角中心距/mm132旋向

10、左旋右旋精度等级7级第5章 轴系零件设计计算轴I的设计和计算设计条件： 轴上齿轮分度圆直径对称分布、刚性大、阶梯轴、主动轴左旋设计中用到的图、表由机械设计基础查得（1） 选材 选用45钢并经过调质处理，由表15-1和表15-3查得：硬度为217255HBS，。轴长的估算 参照机械设计课程设计对轴长进行估算两轴承之间跨距为： 靠近带轮轴承的中心到大带轮中心的距离：轴总长： 其中，大带轮宽度（3）画轴的空间受力简图，如图1 （4）作水平面内的弯矩图,如图2 截面C左侧的弯矩为 截面C右侧的弯矩为截面A处的弯矩为 （5） 作垂直面内的弯矩图，如图3 截面C处的弯矩为（6）作合成弯矩图，如图4截面C左

11、侧合成弯矩为截面C右侧合成弯矩为截面A处的合成弯矩为 （7） 作转矩图，如图5 （8）作当量弯矩图，如图6单向传动，转矩脉动循环，校正系数= （9） 计算危险截面处的直径A处：C处： 因C处有键槽，故将直径扩大5%，即D处： 因D处有键槽，故将直径扩大5%，即 （10）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮 1 的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装 V 带轮，该处用键联接大带轮和轴I：由电动机外伸端直径及第五章轴的设计，该处轴的直径设定为。由机械设计课程设计查表5-1，选择A型普通平键 公称尺寸，。 大带轮宽度，带轮与轴接触部分

12、轴长取为。 故键长为（按L系列取值），工作长度为 材料为45钢。键的校核： 由于轮毂材料为铸铁，故其强度最弱，按其挤压应力进行校核。 该处键联接有轻微冲击， 查机械设计基础表10-11得， 轴1转矩 ，符合设计要求。 选择圆头普通平键（A型）b=10mm、h=8mm、L=56mm：键 GB109690。 联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 轴I两端轴承的选择和计算： 设计条件：承受径向轴向联合载荷， 选用公称接触角为的型角接触球轴承； 转速轴承内径，预期使用寿命为12000到15000h 设计中用到的图、表由机械设计基础查得。计算轴承1、2的轴向负荷： 计算

13、轴承1、2的内部轴向力：因为 因此，轴承2被压紧，1被放松 计算轴承1、2的当量动负荷： 由表17-8查得型轴承，而 查表17-8得计算所需的径向基本额定动负荷：因为， 故以轴承2的当量动负荷为计算依据，轻微冲击负荷，查表17-6得，工作温度正常，查表17-5得。 所以， 由机械设计常用标准查得型轴承的径向基本额定动负荷，符合设计要求。b.确定各轴段的直径和长度外传动件到轴承透盖端面距离 K=20mm；轴承端盖厚度 G=10mm；调整垫片厚度t=1mm。各轴段直径的确定：d1：由电动机外伸端直径及第五章轴的设计，该处轴的直径设定为。d2：密封处轴段，左端用于固定 V 带轮轴向定位，根据 V 带

14、轮的轴向定位要求，轴的直径为。d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较 d2 尺寸大 13mm，选取 d3=40mm，选取轴承型号为 。d4：轴肩段，选择 d4=46mm。d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d6：过渡轴段，要求与 d4 轴段相同，故选取 d6=d4=46mm。d7：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d7=d3=40mm。各轴段长度的确定：L1：根据 V 带轮的尺寸规格确定，选取 L1=65mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取 L2=56mm。L3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取 L3=34mm。L4：

15、根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取 L4=10mm。L5：由小齿轮的宽度确定，取 L5=60mm。L6：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取 L6=10mm。L7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取 L7=34mm。轴的设计和计算设计条件： 轴上齿轮分度圆直径设计中用到的图、表由机械设计基础查得（1） 选材 选用45钢并经过调质处理，由表15-1和表15-3查得硬度为217255HBS，（2） 轴长的估算 该轴的轴承之间的长度应与轴I轴承之间的长度相同，即（3）画轴的空间受力简图，如图1在数值上 （4） 作水平面内的弯矩图,如图2 截面C左侧弯矩为截面C右侧弯矩为（5） 作垂直面

16、内的弯矩图，如图3 （6）作合成弯矩图，如图4截面C左侧合成弯矩为 截面C右侧合成弯矩为 （7） 作转矩图，如图5 （8）作当量弯矩图，如图6单向传动，转矩脉动循环，校正系数（9） 计算危险截面处的直径 C处：因C处有键槽，故加大5%，即B处、D处B处、D处也加大5%，即 （10）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴两端轴承的选择和计算：设计条件：承受径向轴向联合载荷， 选用公称接触角为的型角接触球轴承；转速，轴承内径，预期使用寿命为12000到15000h 设计中用到的图、表由机

17、械设计基础查得。计算轴承1、2的轴向负荷： 计算轴承1、2的内部轴向力： 因为， 1被压紧，2被放松； 计算轴承1、2的当量动负荷：由表17-8查得型轴承，而 查表17-8得 计算所需的径向基本额定动负荷：因为， 故以轴承1的当量动负荷为计算依据，因为轻微冲击负荷，查表17-6得，工作温度正常，查表17-5得所以，由机械设计常用标准查得型轴承的径向基本额定动负荷，符合设计要求。两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。从动轮外伸端联轴器的选择设计条件：选择类型：考虑到转速较低，传递功率不太大，安装时不易保证完全同轴线，故选用弹性柱销联轴器。计算名义转矩：由机械设计基础查表18-1取， ，轴的

18、径为选择型号：参考机械设计课程设计表6-4 选择联轴器型号为,GB/T5014-2003, Y型孔，A型键，孔长。轴键的选择和计算键的选择：该处用键联接从动轴和从动齿轮，直径为，由机械设计课程设计查表5-1，选择A型普通平键 ，大齿轮轮缘宽度b2=55mm，轮毂宽度L=（1.2-1.5）d，取65mm，配合段轴长60mm左右。 故键长为L=60-10=50mm，工作长度为 材料选45钢键的校核：齿轮轮毂材料为45钢，按其挤压应力进行校核。该处键联接有轻微冲击，查机械设计基础表10-11得 ，符合设计要求。选择圆头普通平键（A型）b=14mm、h=9mm、L=50mm：键 GB109690轴外伸

19、端（与联轴器配合）处键的选择和计算键的选择：该处用键联接从动轴和联轴器，直径为，由机械设计课程设计查表5-1，选择A型普通平键 轴段长58mm，故键长为L=58-8=50mm（按L系列取值），工作长度为 材料选45钢。键的校核： 联轴器的键不需校核 选择圆头普通平键（A型）b=10mm、h=8mm、L=50mm：键A10 50 GB109690b.确定各轴段的长度和直径各轴段直径的确定d1：用于连接链轮，直径大小为链轮的内孔径，d1=35mm。d2：密封处轴段，左端用于固定链轮轴向定位，根据链轮的轴向定位要求，轴的直径大小较 d1 增大2a，d2=42mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸

20、一致，且较 d2 尺寸大 1-5mm，选取 d3=45mm，选取轴承型号为角接触轴承d4：齿轮处轴段，选取直径 d4=50mm。d5：轴肩，故选取 d5=55mm。d6：滚动轴承轴段，要求与 d3 轴段相同，故选取 d6=d3=45mm。各轴段长度的确定L1：根据链轮的尺寸规格确定，选取 L1=58mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取 L2=55mm。L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L3=45mm。L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取 L4=62mm。L5：过渡轴段，选取 L5=8mm。L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取 L6=

21、35mm。第6章 减速器草图设计1 .箱体的结构设计机械设计课程设计P34 表 6-1 减速器铸铁箱体的结构尺寸知 （1）减速箱体厚度部分 下箱座壁厚及上箱盖壁厚均取8mm下箱座剖分面处凸缘厚度 b = 1.5d = 1.5´8mm = 12mm上箱座剖分面处凸缘厚度 b1 = 1.5d1 = 1.5´8mm = 12mm地脚螺栓底角厚度 P = 2.5d = 2.5´8mm = 20mm箱座上肋厚度 m > 0.85d = 0.85´8mm = 6.8mm 取8mm箱盖上肋厚度 m > 0.85d1 = 0.85´8mm = 6.

22、8mm 取8mm （2）安装地脚螺栓部分单级圆柱减速传动中心，距 a £ 200mm，则地脚螺栓直径 d= 16mm地脚螺栓通孔直径 d= 20mm地脚螺栓沉头座直径 D0 = 45mm地脚螺栓凸缘尺寸（扳手空间） L1= 25mm、L2= 22mm地脚螺栓数目 4 （3）安装轴承旁螺栓部分 单级圆柱齿轮传动中心距a £ 200mm则轴承旁联接螺栓直径 d = 12mm轴承旁连接螺栓通孔直径 d ' = 13.5mm轴承旁联接螺栓沉头座直径 D0 =26mm剖分面凸缘尺寸(扳手空间） C1 = 20mm、C2 = 16mm （4）安装上下箱体螺栓部分单级圆柱齿轮传动

23、中心距a £ 200mm则 上下箱连接螺栓直径 d2=10mm 上下箱联接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=22mm箱缘尺寸（扳手空间）C1=18mm、C2=14mm轴承盖螺钉直径 d3 = 8mm轴承座外径 D21 = 120mm D22 = 125mm 箱体内壁至轴承盖端面的距离K = C1 + C2 + (5 8) = 20 +16 + (5 8) = 41 44mm,取 44mm 箱体内壁与轴承座端面的距离F = K + d = (44 +8)mm = 52mm轴承旁凸台的高度 h 综合考虑低速轴轴承盖外径 、对扳手空间 L要求由结构确定为 70mm 轴承旁凸台的

24、半径，取为19mm 轴承旁螺栓距离为防止螺钉及螺栓干涉，同时考虑轴承座刚度， S » D2 ，取 S = 125mm 检查孔盖联接螺栓直径d4 = 0.4df = 0.4 ´16mm= 6.4mm > =6mm，取 d4 = 6mm 圆锥定位销直径 d5 » 0.8d2 = 0.8´10mm = 8mm 减速器中心高H » (1 1.12)a = (1 1.12) ´132mm =132 147.84mm适当提高到157mm 大齿轮顶圆与箱内壁间距离为 D1 ³ 1.2d = 1.2 ´8mm = 9.6mm，取16mm齿轮端面与箱内壁间距离为 D2 ³ d = 8mm ，取14.5mm2. 从动齿轮结构设计主动轴为齿轮轴无需单独设计齿轮。齿顶圆直径da = 215.200mm查机械设计课程设计表6-6圆柱齿轮的结构及尺寸知应设计成锻造辐板式齿轮。d = 50mm b = 55mmD1 = 1.6d = 1.6´50 mm = 80mmL = (1.2 1.5)d ³ b，取L = 65mmd0 = (2.5