机械设计基础课程设计任务书-一级减速器

1、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%。电动机原始数据题号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n帝二。.96n轴承二。.99n齿轮二

2、0.97口联轴塞二。97n滚筒轴承二0.99n滚筒二。.96n总二n带xn?轴承义打华轮xr,联轴器x。滚筒轴承x。滚筒=0.96X0.992XO.97X0.97X0.99X0.96=0.84电机的输出功率Fvloooqc,3X10003X1.6二二5.72KW1000X0.84电动机的额定功率P=(1-1.3)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60Xvn筒二1IXD筒60X1.6tcXO.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i尸35取V带传动比刀二24则总传动比理

3、时范围为i=6-20故电动机转速的可选范围为：nd=iXn饰二(6-20)X67.94=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得一卜.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/m

4、in,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筒二970/67.94=14.28根据机械设计基础课程设计指导廿6表2.2取齿轮传动比（单级减速器i=35介理）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：口二n电/iiri2r）i/i.2n僧二m各轴的功率：Pi二PmXr|带xr|轴承P2=Pixr|凭轮xr|轴承pR-P2xn联轴器xn演动釉承（3）各*山的转矩：T电=9,550P电/n电1=9550Pi/niT2=9550P2/n2TCJ-9550P筒/n筒i

5、l算结果如卜浓参数轴名电机轴齿轮高速轴I齿轮低速轴II滚筒轴转速n/minn电二970m=271.71n：=67.93n簿=67.93功率P(KW)P电二7.5Pi=7.128P产6984P=6.707转矩T(N.m)T电:73.81Ti=250.53T：=981.852T=942.909传动比iii=3.5712=11效率nnxn物承二o.95H舱Xr|h*=0.96QIKMiBXQ96转差率二67.94X。派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=75KW,主动轮的转速n.t=970r/min,从动轮的转速ni=27L7r/min,11=3.5

6、7两班制工作，单向转动，轻载。计算项目计算内容计算结果确定设计功率查表机械设计基础（以下查表同理）P132表812查的Ka=1.2,由式（8.12）得Pc=KaXPm=l_2X75=9KWPc=9KW选V带根据Pc和n电查图8.13和Pl16表83选取B型普通V带B型普通V带型号d=112140mm取dai=125mmdai=l25mm确定带dd2=iiX山i=357X125=44625mmdd2=450mm轮直径确定带圆整(2=450111111,450i=3612511电970ni=26944r/mini3.6转动误差(26944-2717)/271.7X100%=083W5%可取的基准长

7、度和实际中心距校核小带轮包ffja计算V带根数计算初拉力“Euddin电irX12SX970脸算V=63541H/S60X100060X1000由0.7(山1+&2)Wa0=100主要尺寸计算-3/kT】(u+1)3,1X250.53X103(41)d己764di今764,/_9JipduGHl2N1X4X582.4/=7442mmd74.42m=29768ni2S由表10.3取nr=3di=mzi=3X25=75mmd2=mz2=3X100=300mmb=yjaXdi=lX75=75mm圆整b2=75minbi=b2+5=80mma=m(Zi+z3)/2=3X(25+100)=1875mmd

8、i=75mmd2=300mmbi=75mmb-=80mma=1875mm齿根弯曲疲劳强度校核脸算齿轮的圆周速度齿形系数Yf杳表1013YFi=2.65Yr=218应力修正系数Ys变表1014Ysi=l59Ys2=18许用弯曲应力9f查图10.25crFhmi=210MPa(T2=190Mpa查表1010Sf=l3查图10.26YNTi=YNT2=09rYNTlaFlim1_09X210_.(Tfi145.Sp1.3Ymt2aRini20.9X190”_nirum=13154MPaSF1.32KTi2X1.1X250.53X103bn=:tj-YsYf=zn=13767MPabm2Zi75X32

9、X25Wbfi=145.38MPaYcoYco2.18X1.8CTF2=crFl=13767X=12816hlPaYF1Ysi2.65X1.59w”n=13254MPairXd1XniTTX75X271.7u=107m/s60X100060X1000查表10.22选8级精度合适合适合适四、轴的设计计算（一）主动轴的设计计算已知专递的功率Pi=7128KW,主轴的转速为ni=27L7”mm,小齿轮分度圆立接di=75mm.乐力角d=20。，轮廓宽度bl=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144轴名

10、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d7由机械设计基础P271公式(142)、表14.1得C取最大118dWcJV=118X|=355mm，;轴上有键槽，故轴径增大5%/.d7=dX(1+5%)=36.75mm圆整dK),但考虑到要以大带轮配合，故取di=50mm。d7=50mmdj=675mm一、计算d3d3=m(z-25)=3X(25-25)=675mmo3、计算也d?以大带轮配置，轴肩取d(5=53mm。d6=53mni4、计算d5ds以轴轴承配合，

11、所选深沟球轴承6311,查机械设计基d5=55mm5、计算di础课程设计指导书P129附表101奄得d=55mmD=120mmB=29mmda=65mm故d1=d5=55mmodi=55mmdi=65mm6、计算d2d2为轴承的轴直径肩d2=d4=65mmad4=65mniLi=29mm7、计算Li根据所选轴承Li=29mmoL5=3OL5=30ituti8、计算L：齿轮距箱体内壁留15mm,轴承距箱体内壁留35mlm故取L2=L4=20mmoL2=20minL4=20mni9、计算L3根据齿轮计算结果L3=80mmoL3=80mm10、计算Lfi根据机械设计基础课程设计指导书P17表41得箱

12、体坐厚度取1ZiTim.11=C1+C2+(510)=45-60mm9轴承端盖厚度e=96mrrioL=li+6mmL6=L-L5=496mmoL6=496mm1b计算L7根据机械设计基础Pl20表85皮带轮e=19iTimf=l15mmz=5(根)。L7=(z-l)e+2H5-l)X19+3X115=99irmoL7=99i,nm4：校核轴的强度2、支座反力已知：Tl=250530Nmm2XTi2X250S30Ft=668088NFq=237535Nd75支座反力Fhb=fQx(lAC)_2375.35X(149+104.6)_:=40333N149Fhb=4O33.3NFha=-16579

13、6N3、截面弯矩Fha=Fq.FHb=2375,35033,3=-165796NTt65Fva.=Fvb=33404N22I-I截面弯矩Mm=FhaX149=-165796X149=247036N.rnniMiFQXlCM6=237535X1046=248461.1Nmm149149Miih=FhaX-=-165796X=123518Nmm22II-II截面弯矩149149Mi1v=FVaX一=33404X一=243876Nmm22合成弯矩Mn=/MIIH2+MIIVW-1235182x243875.7527IInIIv=27337168Nmm4、危险截面校核M(2+(0.6xT)O.lXd3

14、248461.62+(0.6X250S30)2校核合格0.1X5S3=1745MPaW(Tt=60hlPaM|12+(O.6XT)2273371.682+(0.6X250530)2O.lXd30.1X67.53=1014MPaW(Tt=60MPa5、画高速轴图纸(J-l),标出具体尺寸和公差。2,:主动轴的机构示意图:(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n尸68r/min,小齿轮分度圆自接di=300mm,压力角d=20,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141、P272表14.2、P2

15、73表144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170-220600553：计算轴各段直径与轴段的长度计彝项目计算内容计算结果1、计算ds由机械设计基础P271公式(142k表14.1得C取最大118=8X=553mm二轴上有键槽，故轴径增大5%/.d7=dX(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d5=60innidi=65mm2、计算dj课程设计指导书P129附表10.1查得d=65mmD=100mmd4=65mm3、计算daB=18miTida=72mm故di=d4=65mm。d3为轴承的轴直径启，且

16、轴承与齿轮中间要加套筒d3=73mmQd3=73mni4、计算dz也为齿轮的轴直径肩35mm,取故dj=85mm。根据所选轴承Li=18mm0d2=85mmLi=18mm5、计算Li齿轮距箱体内壁留15mlm轴承距箱体内壁留35mm.Ln=225mm6、计算由故取L：=225mm。根据齿轮计算结果，轴肩与套筒留2nllm故Ls=73mm。L3=73mni7、计算L3根据机械设计基础课程设计指导书P17表41得8、计算L箱体坐厚度取12mm,11=5+6+(570)=4%60mm.轴承端盖厚度e=96mm0L4=li+e71.6mlm根据机械设计基础课程设计指导书P68表17取L4=71.6mm

17、L5=105mm9、计算LsL5=105mm4：校核轴的强度计算项目计算内容计算结果1、受力分析图受力分析如图：一Ft-j-JIi11川111IIllllllllIf-I1IIr,1II1111111111111111111111111112XT22X919153已知Tt-,-=6127Nd3002、支座反力支座反力Fa=Fb=TT=1.1截面鸾矩6127=3064NFa=3064NFb=3064NM|=FAX(1875r225+-=3064X78=238992N1nmn-H截面弯矩A8Mii=FbX(-P22.5)=3064X33.5=102644Nmm23、危险截面校核M,+(O.6XT)

18、(2389922+(0.6X919153)2O.lxd30.1X733校核合格=1545MPaW(r=55MPaM|12+(O.6XT)21026442+(0-6X919153)2O.lxd30.1X6S3=2042MPaW(r1=55MPa4、画低速轴图纸（见总装图J-0）,标出具体尺寸和公差0（三）主动轴外伸端处键的校核已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为=250.53MPa,轴径为di=55mm,轴长Li=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、搂的类带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型平键联接键宽型及尺查机械设计基础P297表145

19、选择键的尺寸b=14mm寸选择，di=50mm轴长Li=99mm键高h=9mm2、强度校键宽b=14mm键高h=9mm键长L=80mm。键长核4T4X250530L=80mm3、键的公差4、绘制键槽工作图bj厂-33.7NfPaC（rF-10Q-120MPaaliibUX5#Xoo配合尺寸为（P5嘿查互换性与测量技术P150表8.1得槽宽为14N9一mm轴槽深t=55mm-0.043毂槽宽为14JS900215mm毂槽深h=38mm图纸见高速轴图纸强度足够（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T2=250.53MPa,轴径为d2=73mm,轴长L2=：3mm。齿轮、

20、轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击计和项目计算内容计算结果1、键的类带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型平键联接键宽型及尺查机械设计基础P297表145选择键的尺寸b=22mm寸选择轴长L?=73mm键高2、强度校二键宽b=22mm键高h=14mm键长L=63mm。h=14mm核4T4X250530b=23.9MPa(Tlv=100-120MPaJydlil73X14X41LjyJ键长L=63mm3、城的公差配合尺寸为（P73m查互换性与测量技术P150表8.1得槽宽为22N9-5mm轴槽深t=5mm毅槽宽为22JS90026mm毂槽深ti=54mm强度足够4、绘制键槽工作图图纸见从动齿

21、轮图纸五、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=55mmn=271.7r/minLh=8X2X5X52X10=41600hFhb=4033,3N计算项目计算内容计算结果1、确定轴高速轴只受径向力无轴向力，故先深沟球轴承。承型号和基本行机械设计基础P295表1512取fp=l5参数当量动载荷2、计算当P=fpFx=l.5X4033=60495N量动负P296表1514取荷值额定动载荷值POnfLul6O49.SZ6OX271.1X41600、C=(7)=53KN1061,106)6311轴承查机械设计基础课程设计指导书P129附表101与初选选6311轴承基本尺寸D=120mm

22、d=55mmda=65mmb=29mm(二)从动轴承的选用和校核已知轴径为d=65mmn=68r/minLJ=8X2X5X52X10=41600hFa=3064N计算项目计算内容计算结果1、确定轴承型号和基本参数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1512取fp=1.5当量动载荷2、计算当量动负荷值P=fpFx=l5X3064=4596N296表1514取21额定动载荷值Pz60nLhx4596/60X68X41600、C=(7)=2712KNfTv1()6厂1106)查机械设计基础课程设计指导书P129附表101选6013轴承基本尺寸D=100mmd=65min

23、da=72mmb=18mm6013轴承与初选一致六、联轴器的选择与验算己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Pm=6.7KW传递的转矩为乙=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6机械设计基础课程设计指导书P128附表95行d/mm许用转矩/（Nm）许用转速/（r/min）DoDLs60125025095150240O.5+03七、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）尺寸箱体坐厚度6一级0025Xa+1812mm箱盖壁厚度61一级0.02Xa+18lOmni箱盖凸缘厚度bl156i15mm箱座凸缘厚度b15618mm箱座底凸缘厚度b22.5630mm地脚螺钉直径bf036a+12M20地脚螺钉数目n2=1875c4mm轴承旁连接螺栓直径di075dfMl6盖与座连接螺栓直径小(05-06)dfMIO连接螺栓d2的间距1150-200