《机械设计基础》课程设计任务书-一级减速器(共14页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上班级：09机制一班 姓名： 学号：机械设计基础课程设计任务书单级减速器课程设计题目：设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向动转，载荷变化不大，空载起动。减速器小批生产，使用期限10年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。原始数据题 号1-5运输带拉力（N）3x103运输带速度V(m/s)1.6卷筒直径D(mm)450一、传动系统的参数设计1：电机的选择（1）选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）电动机功率选择： 传动装置的总效率： 查表机械设计基础课程设计指导书P6 表2-3得带=0

2、.96 轴承=0.99 齿轮=0.97 联轴器=0.97 滚筒轴承=0.99 滚筒=0.96总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒轴承×滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.97×0.99×0.96=0.84电机的输出功率 Pd=Fv1000总 =3×10003×1.61000×0.84 = 5.72KW电动机的额定功率P （11.3）Pd ，由查机械设计基础课程设计指导书P19表得电动机的额定功率: P 7.5kW（3）；确定电机的转速 计算滚筒的工作转速 n筒

3、= 60×v×D筒 =60×1.6×0.45 = 67.94r/min推荐的传动比合理范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传 动比范围i1=35取V带传动比i2=24则总传动比理时范围为i =620故电动机转速的可选范围为:nd=i×n筒=（620）×67.94=407.61358.8r/min（4）：确定电机的机型号根据以上计算，查表机械设计基础课程设计指导书P119 附表8.1得一下电机符合要求；电机型号额定功率/KW满载转速/（r/min）同步转速/（r/min）Y132S2-2型三相异步电动机7.529003000Y160M-6型三

4、相异步电动机7.59701000Y132M-4型三相异步电动机7.514401500Y160L-8型三相异步电动机7.5720750综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y160M-6 ，满载转速 970r/min 。（5）：分配各级传动比 总传动比 in电/n筒=970/67.94=14.28根据机械设计基础课程设计指导书P6 表2.2取齿轮传动比 i1=4 （单级减速器i=35合理）则带传动的传动比 i2=14.28/4=3.572：运动参数及动力参数计算 （1）各轴的转速：n

5、1=n电/i1 n2=n1/i2 n筒=n2 （2）各轴的功率：P1=Pm×带×轴承 P2=P1×齿轮×轴承 P筒=P2×联轴器×滚动轴承 （3）各轴的转矩：T电=9550P电/n电 T1=9550P1/n1 T2=9550P2/n2 T筒=9550P筒/n筒 计算结果如下表参数轴名电机轴齿轮高速轴齿轮低速轴滚筒轴转速n/minn电=970n1=271.71n2=67.93n筒=67.93功率P(KW)P电=7.5P1=7.128P2=6.984P筒=6.707转矩T(N.m)T电=73.84T1=250.53T2=981.852T筒

6、=942.909传动比 ii1=3.57i2=41效率带×轴承=0.95齿轮×轴承=0.96联轴器×滚筒轴承=0.96转差率n%=67.93-67.9467.94×100%<<±5% (在可许范围内)二、带传动的设计计算 已知带传动选用Y系列异步电动机，额定功率Pm=7.5KW，主动轮的转速n电=970r/min，从动轮的转速n1=271.7r/min，i1=3.57。两班制工作，单向转动，轻载。计算项目计算内容计算结果 确定设计功率 选V带型号 确定带轮直径 确定带的基准长度和实际中心距 校核小带轮包角 计算V带根数 计算初拉力

7、设计结果查表机械设计基础（以下查表同理）P132 表8.12 查的KA=1.2，由式（8.12）得PC=KA×Pm=1.2×7.5=9KW根据PC和n电查图8.13和P116表8.3 选取B型普通V带d=112140mm 取 dd1=125mmdd2=i1×dd1=3.57×125=446.25mm 圆整 dd2=450mmi= =3.6n1= n电i = 9703.6 =269.44r/min转动误差 （269.44-271.7）/271.7×100%=0.83±5%验算 V=dd1n电60×1000 = ×12

8、5×97060×1000=6.354m/s 由0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初定中心距a0=700mm由式（8.15）得L0=2a0+ 2（dd1+dd2）+ dd2-dd14×a0 =2×700+ 2（125+450）+ 450-1254×700 =2440mm查表8.4 圆整取Ld=2500mm实际中心距a 由式8.16a=a0+Ld-L02 = 700+ 2500-24402 =730mm中心距的变得范围amin=a-0.015Ld=730-0.015×2500=692.5mmamax=a+0.03Ld=730

9、+0.03×2500=805mm由式8.17得=180 º- dd2-dd1a×57.3 º =180 º-450-×57.3 º=154.5 º120 º由式8.18Z = PC（P0+P0）×Ka×KLdd1=125mm n电=970r/min 查表8.10 内插法P0=1.44+ 1.67-1.44 980-800×（970-800）=1.657KW查表8.18 Kb=2.6494×10-3 （B型）因为i1=3.27 查表8.19 Ki=1.1373由式8.

10、11得 P0=Kb×n电×（1 - 1Ki） =2.6494×10-3×970（1 - 11.1373）=0.31KW查表8.4 KL=1.03 Ka=1.25×（1-5-154.5 º/180 º）=0.936Z= PC（P0+P0）×Ka×KL= 9(1.657+0.31)×0.936×1.03 = 4.746圆整Z=5(根)由表8.6查得B型普通V带q=0.17kg/m 由式8.19得F0= 500PCz×u（2.5Ka - 1）+qu2 =500×95

11、15;6.354（2.50.936 - 1）+0.17×6.3542 = 243.54 NFQ=2F0zsin12 =2×243.54×5×sin154.5°2 = 2375.35 N选用5根B 2500 GB 1544 89 V带，中心距a=730mm，带轮直径 dd1=125mm dd2=450mm 轴上压力FQ=2375.35N PC=9KWB型普通V带dd1=125mmdd2=450mm可取带速合适a0=700mma=730mm长度合适包角合适Z=5（根）FQ=2375.35N三、齿轮的设计计算已知传动比的功率P1=7.128KW，高速

12、齿轮的转速n1=271.7r/min，传动比i1= 4，连续工作，单向转动，载荷变化不大。计算项目计算内容计算结果 选择齿轮材料及精度等级 按齿面接触疲劳强度设计 主要尺寸计算 齿根弯曲疲劳强度校核 验算齿轮的圆周速度小齿轮选用45钢调质220250HBS大齿轮选用45钢正火 170210HBS查表机械设计基础（以下查表同理）P211 表10.21选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m转矩T1=250.53×103N.mm载荷系数K 查表10.1 取 K=1.1软齿面对称分布 查表 10.20 取d =1 初选齿数 z1=25 z2=100许用接触应力 查表 10.24 得

13、Hlin1 =560MPa Hlim2 =530MPa查表10.10 得 SH=1查图 10.27 得 ZNT1=1.04 ZNT2=1.1由式 10.13H1=ZNT1Hlim1SH =1.04×5601 =582.4MPa H2=ZNT2Hlim2SH =1.1×5301 =583MPa d76.433KT1(u+1)duH12 =76.4331.1×250.53×103(4+1)1×4×582.42 =74.42mmm= d1n1 = 74.4225 =2.9768由表 10.3 取 m=3d1=mz1=3×25=75

14、mmd2=mz2=3×100=300mmb=d×d1=1×75=75mm圆整 b2=75mmb1=b2+5=80mma = m(z1+z2)/2=3×(25+100)=187.5mm齿形系数YF 查表10.13 YF1=2.65 YF2=2.18应力修正系数YS 查表10.14 YS1=1.59 YS2=1.8许用弯曲应力F 查图10.25 Flim1=210 MPa Flim2=190 MPa查表10.10 SF=1.3 查图10.26 YNT1=YNT2=0.9 F1=YNT1Flim1SF =0.9×2101.3 =145.38MPa F

15、2=YNT2Flim2SF =0.9×1901.3 =131.54MPa F1= 2KT1bm2z1YSYF = 2×1.1×250.53×10375×32×25 =137.67MPa F1 = 145.38MPaF2= F1 YF2YS2YF1YS1 = 137.67×2.18×1.82.65×1.59 =128.16MPa F2 =132.54MPau = ×d1×n160×1000 = ×75×271.760×1000 =1.07m/s查表

16、10.22 选8级精度合适z1=25z2=100d1=75mmd2=300mmb1=75mmb2=80mma=187.5mm合适合适四、轴的设计计算(一)主动轴的设计计算已知专递的功率P1=7.128KW，主轴的转速为n1=271.7r/min，小齿轮分度圆直接d1=75mm，压力角d=20º，轮廓宽度b1=80mm，工作为单向转动。1；选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力。查机械设计基础P271 表14.1 、P272 表14.2、P273 表14.4轴名材料热处理硬度 HBS抗力强度MP许用弯曲应力MPa主动轴45钢调质220250650602,；主动轴的机构示意图：3；计算轴

17、各段直径与轴段的长度计算项目计算内容计算结果1、 计算d72、 计算d33、 计算d64、 计算d55、 计算d16、 计算d27、计算L18、计算L29、计算L310、计算L611、计算L7由机械设计基础P271 公式（14.2）、表14.1 得C取最大118dC3p1n1 = 118×37.7 =35.5mm ，轴上有键槽，故轴径增大5% d7=d×（1+5%）=36.75mm 圆整d7=40，但考虑到要以大带轮配合，故取d1=50mm。 d3=m(z-2.5)=3×(25-2.5)=67.5mm。 d7以大带轮配置，轴肩15mm，取d6=53mm。 d5以轴

18、轴承配合，所选深沟球轴承6311，查机械设计基础课程设计指导书P129 附表10.1 查得d=55mm D=120mm B=29mm da=65mm 故d1=d5=55mm 。 d2为轴承的轴直径肩d2=d4=65mm。 根据所选轴承 L1=29mm。L5=30 齿轮距箱体内壁留15mm，轴承距箱体内壁留35mm，故取L2=L4=20mm。根据齿轮计算结果 L3=80mm。根据机械设计基础课程设计指导书P17 表4.1得箱体坐厚度取12mm，l1=C1+C2+(510)=4560mm。轴承端盖厚度e=9.6mm。L=l1+12+e79.6mm，L6=L-L5=49.6mm。 根据机械设计基础P

19、120 表8.5皮带轮e=19mm f=11.5mm z=5（根）。L7=(z-1)e+2f=(5-1) ×19+3×11.5=99mm。d7 =50mmd3=67.5mmd6=53mmd5=55mmd1=55mmd1=65mmd4=65mmL1=29mmL5=30mmL2=20mmL4=20mmL3=80mmL6=49.6mmL7=99mm4；校核轴的强度计算项目计算内容计算结果1、 受力分析如图2、 支座反力3、 截面弯矩4、危险截面校核受力分析如图：已知：T1=N.mmFt=2×T1d =2×=66808.8 N FQ=2375.35 N支座反力F

20、HB=FQ×(LAC)LAB=2375.35×(149+104.6)149=4033.3NFHA=FQ-FHB=2375.35-4033.3= -1657.96 NFVA=FVB=Tt2= 652=3340.4 N-截面弯矩M左=FHA×149= -1657.96×149= N.mmM右=FQ×104.6=2375.35×104.6=.1 N.mmMH=FHA×1492= -1657.96×1492 =- N.mm-截面弯矩MV=FVA×1492 = 3340.4×1492 = N.mm合成弯矩

21、M=MH2+MV2=-×.752 =.68 N.mme=M2+(0.6×T)20.1×d3 =.62+(0.6×)20.1×553 =17.45MPae=60MPae=M2+(0.6×T)20.1×d3 =.682+(0.6×)20.1×67.53 =10.14MPae=60MPaFHB=4033.3NFHA=-1657.96 N校核合格5、 画高速轴图纸(J-1)，标出具体尺寸和公差。(二)从动轴的设计计算已知专递的功率P2=6.984KW，主轴的转速为n2=68r/min，小齿轮分度圆直接d1=300

22、mm，压力角d=20º，轮廓宽度b2=75mm，工作为单向转动。1；选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力。查机械设计基础P271 表14.1 、P272 表14.2、P273 表14.4轴名材料热处理硬度 HBS抗力强度MP许用弯曲应力MPa从动轴45钢正火170220600552,；主动轴的机构示意图：3；计算轴各段直径与轴段的长度计算项目计算内容计算结果1、计算d52、 计算d13、计算d34、计算d25、计算L16、计算L27、计算L38、计算L49、计算L5由机械设计基础P271 公式（14.2）、表14.1 得C取最大118dC3p1n1 = 118×36.94

23、68 =55.3mm ，轴上有键槽，故轴径增大5% d7=d×（1+5%）=58mm 圆整d5=60。d4以轴轴承配合，所选深沟球轴承6013，查机械设计基础课程设计指导书P129 附表10.1 查得d=65mm D=100mm B=18mm da=72mm 故d1=d4=65mm 。 d3为轴承的轴直径肩，且轴承与齿轮中间要加套筒d3=73mm。d2为齿轮的轴直径肩35mm，取故d2=85mm。根据所选轴承 L1=18mm。齿轮距箱体内壁留15mm，轴承距箱体内壁留35mm，故取L2=22.5mm。根据齿轮计算结果，轴肩与套筒留2mm，故 L3=73mm。根据机械设计基础课程设计指

24、导书P17 表4.1得箱体坐厚度取12mm，l1=C1+C2+(510)=4560mm。轴承端盖厚度e=9.6mm。L4=l1+e71.6mm。 根据机械设计基础课程设计指导书P68 表1.7取L5=105mm d5 =60mmd1=65mmd4=65mmd3=73mmd2=85mmL1=18mmL2=22.5mmL3=73mmL4=71.6mmL5=105mm4；校核轴的强度计算项目计算内容计算结果1、 受力分析图2、支座反力3、危险截面校核受力分析如图：已知Tt=2×T2d= 2× =6127 N支座反力FA=FB=Ft2 = 61272 =3064 N-截面弯矩M=F

25、A×(182+22.5+752)= 3064×78= N.mm-截面弯矩M=FB×(182+22.5)= 3064×33.5= N.mme=M2+(0.6×T)20.1×d3 =+(0.6×)20.1×733 =15.45MPae=55 MPae=M2+(0.6×T)20.1×d3 =+(0.6×)20.1×653 =20.42 MPae=55 MPaFA=3064 NFB=3064 N校核合格4、 画低速轴图纸（见总装图J-0），标出具体尺寸和公差。(三)主动轴外伸端处键的

26、校核 已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1250.53MPa，轴径为d1=55mm，轴长L1=99mm。带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击计算项目计算内容计算结果1、 键的类型及尺寸选择2、 强度校核3、 键的公差4、绘制键槽工作图带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接查机械设计基础P297 表14.5 选择键的尺寸d1=50mm 轴长L1=99mm键宽b=14mm 键高h=9mm 键长L=80mm。jy=4Tdhl=4××9×66 =33.7MPa jy=100120MPa配合尺寸为50H7r6 查互换性与测量技术P150 表8.

27、1 得槽宽为14N90-0.043 mm 轴槽深t=5.5 mm毂槽宽为14JS9±0.0215mm 毂槽深t1=3.8mm图纸见高速轴图纸键宽b=14mm键高h=9mm键长L=80mm强度足够(四)从动轴与从动齿轮键的校核 已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T2250.53MPa，轴径为d2=73mm，轴长L2=73mm。齿轮、轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击计算项目计算内容计算结果1、 键的类型及尺寸选择2、 强度校核3、 键的公差4、绘制键槽工作图带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接查机械设计基础P297 表14.5 选择键的尺寸d2=73mm 轴长L2=73

28、mm键宽b=22mm 键高h=14mm 键长L=63mm。jy=4Tdhl=4××14×41 =23.9MPa jy=100120MPa配合尺寸为73H7r6 查互换性与测量技术P150 表8.1 得槽宽为22N90-0.052 mm 轴槽深t=9 mm毂槽宽为22JS9±0.026mm 毂槽深t1=5.4mm图纸见从动齿轮图纸键宽b=22mm键高h=14mm键长L=63mm强度足够五、轴承的选择与验算（一）主动轴承的选用和校核已知轴径为d=55mm n=271.7r/min Lh=8×2×5×52×10=4160

29、0 hFHB=4033.3N 计算项目计算内容计算结果1、 确定轴承型号和基本参数2、 计算当量动负荷值高速轴只受径向力无轴向力，故先深沟球轴承。查机械设计基础P295 表15.12 取fp=1.5当量动载荷P=fpFr=1.5×4033=6049.5NP296 表15.14 取fT=1额定动载荷值C=PfT(60nLh106)= 6049.51(60×271.1×) =53KN查机械设计基础课程设计指导书P129 附表10.1选 6311轴承基本尺寸D=120mm d=55mm da=65mm b=29mm 6311轴承与初选一致（二）从动轴承的选用和校核已知轴

30、径为d=65mm n=68r/min Lh=8×2×5×52×10=41600 hFA=3064 N 计算项目计算内容计算结果1、 确定轴承型号和基本参数2、 计算当量动负荷值高速轴只受径向力无轴向力，故先深沟球轴承。查机械设计基础P295 表15.12 取fp=1.5当量动载荷P=fpFr=1.5×3064=4596NP296 表15.14 取fT=1额定动载荷值C=PfT(60nLh106)= 45961(60×68×) =27.12KN查机械设计基础课程设计指导书P129 附表10.1选 6013轴承基本尺寸D=100

31、mm d=65mm da=72mm b=18mm 6013轴承与初选一致六、联轴器的选择与验算 已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速n=68r/min，传递的功率为P筒=6.7KW传递的转矩为T筒=942.9N.M ，轴径为d=65mm选用十字滑块联轴器,采用平端紧定螺钉连接查机械设计基础课程设计指导书P128 附表9.5 得d/mm许用转矩/（N.m）许用转速/（r/min）D0DLS601250250951502400.5+0.3七、箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：名称符号（具体含义见机械设计基础课程设计指导书P17）尺寸箱体坐厚