机械设计-课程设计,一级减速器设计69387

1、课程设计说明书课程名称：一级V带直齿轮减速器设计题目：带式输送机传动装置的设计院系：学生姓名：学号：专业班级：模具09-1指导教师：机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份减速器装配图一张（A1）轴零件图一张（A3）齿轮零件图一张（A3）模具系09-1班级设计者：指导老师：完成日期：成绩：课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名所在院系材料学院专业、年级、班锻压08-1班设计要求：输送机连续单向运转，工作平稳，空载启动，卷筒效率为0.96,输送带工作速度允许误差为5%,每年按300个工作日计算，使用年限为10年，大修期3年，两班制工作（每班按

2、8h计算）；在专门工厂小批量生产。学生应完成的工作：编写设计计算说明书一份。.减速器部件装配图一张（A0或A1）;.绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1机械设计课程设计指导书2机械设计图册3机械设计手册4.机械设计工作计划：设计准备工作总体设计及传动件的设计计算装配草图及装配图的绘制零件图的绘制编写设计说明书任务下达日期：任务完成日期：指导教师（签名）：学生（签名）：带式输送机传动装置的设计摘要：齿轮传动是使用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳

3、可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为215HBS,齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联

4、轴器目录机械设计课程设计计算说明书1.TOCo1-5hz一、课程设计任务书1二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算12八、键联接的选择及校核计算13九、箱体设计1414机械设计课程设计设计题目:带式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份2.减速器装配图一张（A）3.轴零件图一张（A）4.齿轮零件图一张（A）系班级设计者：指导老师：完成日期：成绩：计算过程及计算说明一、传动方案拟疋工作条件：原始数据：输送机连

5、续单向运转，工作平稳，空载启动，卷筒效率为0.96,输送带工作速度允许误差为5%,每年按300个工作日计算，使用年限为10年，大修期3年，两班制工作（每班按8H计算）;在专门工厂小批量生产。二、电动机选择1、电动机类型的选择：丫系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：3H总=H带XH轴承XH齿轮XH联轴器XH滚筒=0.96X0.983x0.97X0.99X0.96=0.83（2）电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000H总）H总=0.83P工作=4.52KWN滚筒=95.5R/MIN电动机型号Y132M2-6I总=8.87据手册得I齿轮=3.86I带=2.3N=960

6、R/MINN=417.39R/MINNii=108.13R/MINR=4.92KWPi=4.67KW=2500X1.5/(1000X0.83)=4.52KWRii=4.48KWTi=112.6NMTii=412.15N-MTii=395.67NMV=5.24M/SD)2=340MM取标准值D=355MMLd=1600MM取A=500D3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速：N筒=60X1000V/nD=60X1000X1.5/nx300=95.5R/MIN按手册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Ia=36。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=624故电动机转速

7、的可选范围为Nd=IaXN筒N筒=(624)X95.5=5732292R/MIN符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500R/MN根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选N=1000R/MIN。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW满载转速960R/MIN,三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比:I总=“电动/N筒=960/95.5=

8、10.052、分配各级传动比据指导书，取带I带=2.3(V带传动比I1=24合理)IT总=I齿轮XI带-I齿轮=1总/I带=10.05/2.3=4.37Z=6Fo=157.37N(Fq)MIN=1870NI齿=4.37Z1=24Z2=77T1=137041N-MMAhlimz=600MPAAhlimz2=550MPAN_1=9.874X1082=2.558X108Khn=0.96Khn=0.98二h1=506MPA”jh2=480MPAD=71.266MMM=2.5MMa1=2.65Ysa1=1.58a2=2.226YSa2=1.764M2.22MMD=75MMD2=290MMA=183MMB

9、=75MM四、运动参数及动力参数计算1计算各轴转速（R/MIN）B=80MMN=N电机=960R/MINFt2=2011NNi=N/I带=960/2.3=417.39(R/MIN)Fr2=826NNi=Ni/I齿轮=417.39/4.37=95.5(R/MIN)Ft1=2401N2、计算各轴的功率（KW）Fr1=729NR=P工作XH带=4.52X0.96=4.34KWD/iin2=39.04MMPi=RXH轴承XH齿轮=4.34X0.98X0.97=4.13KWDin-i=25.32MMRii=RiXH轴承XH联轴器=4.13X0.97X0.99=3.97KW深沟球轴承3、计算各轴扭矩（NM

10、）213，其尺寸T工作=9550X4.52/960=44.96DXDXT=65MMTi=T工作XH带XI带=44.96X2.3X0.96=99.3NMX120MX23MTii=TiXI齿轮XH轴承XH齿轮M=99.3X4.37X0.98X0.97=412.50NM艺ca1=0.27MPATiii=TiXH轴承XH联轴器艺ca2=5.96MPA=412.50X0.97X0.99=396.13NM轴承预计寿命五、传动零件的设计计算576000H1.确定计算功率PcFp=1.5由课本表8-7得：Ka=1.1P=1558.5NPc=KAP=1.1X5.5=6.05KWPli=1466.25N2.选择V

11、带的带型Lh1=3.67X1014根据Pc、Ni由课本图9-12得：选用A型H3.确定带轮的基准直径Db并验算带速V。15Lh2=1.99X101）初选小带轮的基准直径DD1由课本表9-8，取小带轮的基准直径HDb=100MMK=6MM2）验算带速V。按课本式（8-13）验算带的速度K=4MMv=nDDN/(60X1000)L1=51MM=nX100X1000/(60X1000)=5.24M/SL2=38MM在5-30M/S范围内，带速合适。D=70MM3）计算大齿轮的基准直径。计算大带轮的基准直径DD2D2=38MMDb=l带Dd1=2.3X100=230MM艺P1=6.93MPA由课本表9

12、-8，圆整为DDF250MM艺r2=109.244.确疋带长和中心矩MPA1)根据课本式0.7(DD1+DD2)Ad120（适用）确定带的根数Z1）计算单根V带的额定功率由DD1=100M佛口N=1000R/MIN根据课本表8-4A得R=0.97KW根据N=960R/MIN,I带=2.3和A型带，查课本表（9-4）得Po=O.11KW根据课本表9-5得K=0.96根据课本表8-2得K.=0.99由课本P83式（9-12）得【R】=（P0+AP。）XKaXKl=（0.97+0.11）X0.96X0.99=1.026KW2）计算V带的根数乙Z=FC【pR】=6.05/1.026=5.90圆整为6根

13、计算单根V带的初拉力的最小值(F0)MIN由机械设计课本表8-3得A型带的单位长度质量Q=0.11KG/M由式(5-18)单根V带的初拉力：(F)min=500(2.5-Ka)Pd/ZVKa+QV=500X()X6.05/(0.96X6X5.24)+0.11X5.242N=157.37N应使带的实际初拉力F(F)min。计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fq)min=2Z(F0)minSIN(A1/2)=2X6X157.37XSIN(163.47/2)=1870N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。材料选择。由

14、表课本表10-1选择小齿轮为45号钢(调制)和大齿轮材料为45钢(淬火)硬度为280HBS选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数乙=24X4.37=104.88，取105。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9A)D2.32(KT1(U+1)Ze2/dU艺h|2)1/3(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩=9.55X106XPi/Ni=9.55X106X4.34/417.39=99300N-MM3）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数d=1.04）由机械设计课本表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPA计算圆周速度V。V=nDdN/(60X

15、1000)=3.14X71.266X342.86/(60X1000)=1.28M/S计算齿宽BoB=(dD=1X71.266MM=71.266MM计算齿宽和齿高之比B/Ho模数：M=DZf71.266/24=2.969MM齿高：H=2.25M=2.25X2.969=6.68MMB/H=10.67计算载荷系数。根据V=1.28M/S,7级精度，课由本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07;直齿轮，Kh=K=1:由课本表10-2查得Ka=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khb=1.316由B/H=10.67,Khb=1.316查课本表10-13得K：b=1.28

16、:故载荷系数K=hAXKvXKhaXKfb=1X1.07X1X1.316=1.4085）由机械设计课本TU10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限工hlim1=550MPA打齿轮的接触疲劳强度极限工hlim2=500MPA6）由机械设计课本式10-13计算应力循环次数N.N_1=60NJLH=60X417.39X1X（16X300X10）9=1.202X10N_2=N_1/I=9.874X108/4.37=2.751X1087）由图机械设计课本10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.92Khn2=0.968）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1.0；h1=Khn1匚h

17、lim1/S=0.92X550/1.0MPA=506MPA二h2=Khn2；二him/S=0.96X500/1.0MPA=480MPA计算1）试算小齿轮分度圆直径DD1，代入二h较小的值,IKt订1Dd1=67.66mm玉)p3.3*99300*5.37(189.8)2Gh-.；14.37(4806）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式（10-10A）1/31/3D=Dit（K/Kt）=71.266X（1.408/1.3）=73.187MM7）计算模数MM=D/Z仁73.187/24=3.05MM按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式M2KT1YFaYsa/（必

18、2艺f）1/3（1）确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限工fe1=500MPA大齿轮的弯曲疲劳强度极限工fe2=380MPA2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数&n=0.85Kfn2=0.883）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得艺F1=Kfn1艺fei/S=0.85X500/1.4=303.57MPA艺f2=Kfn2艺fe/S=0.88X380/1.4=238.86MPA4）计算载荷系数KK=KaXKvXK：aXKfb=1X1.07X1X1.28=1.375）取齿形系数。由课本表10-5查得Yfa1=2.65Y

19、fa2=2.2266）查取应力校正系数由课本表10-5查得Ysa1=1.58Ysa=1.7647）计算大、小齿轮的WaYsa/工f*A1Ysa/艺f1=2.65X1.58/303.57=0.01379*A2Ysa/艺f2=2.226X1.764/238.86=0.01644大齿轮的数值大。8）设计计算M2X1.37X1.37X105X0.01644/（1X242）1/3=2.2MM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数M的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.

20、2并就近圆整为标准值M=2.5MM按接触强度的的分度圆直径D=73.187，算出小齿轮的齿数乙=D/M=73.187/2.5=30大齿轮的齿数乙=3.86X30=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径D1=Z1M=3（X2.5=75MMD2=Z1M=11X2.5=290MM（2）计算中心距A=（D+D2）/2=（75+290）/2=183MM（3）计算齿轮宽度B=dD1=1X75=75MM取R=75MM,B=80MM六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数N和转矩TPi输=4.67X0.98=4.5

21、8KWN=N/l=417.39/3.86=108.13R/MINT2=397656N-MMPi输=4.92X0.98=4.82KWNi=417.39R/MINTi=100871N-MM2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为D2=355MMFt2=2T7D2=2X397656/355=2011NFrfFt2TAN20=2011X0.3642=825N因已知低速大齿轮的分度圆直径为D=84MMFt1=2T1/D1=2X100871/84=2401NFr=Ft1TAN20=2401X0.3642=729N4、初步确定轴的最小直径先按课本式(15-2)初步估算轴课本表15-3，取A=11

22、2，于是得6n2=Ao(Pi输/N2)1/3=112X(4.58/108.13)1/3=39.04MM1/31/30IN1=Ao(P1输/N1)=112X(4.82/417.39)=25.32MM5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径和联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcfKT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取Ka=1.3，贝UTca=KaT2=1.3X397656=516952.8N-MM按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N-MM联轴器的孔径D=38MM半联轴器长度L=82MM半

23、联轴器和轴配合的毂孔长度L1=58MM6、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213,其尺寸DXDXT=65MX120MMX23MM勺最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据。7、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1查得平键截面BXH=20MM12MM键槽用键槽铣刀加工，长为63MM同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂和轴配合为H7/N6;同样，半联轴器和轴的连接，选用平键为12MM8MM50MM半联轴器和轴的配合为H7/K6.&

24、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为2X45。9、求轴上的载荷1轴*yXFhhi=1039NFhh产Fhvi=372MFi=378K-Mh=277Z3N*mmMw-76366.5N*mni比二帖C2?783J+76366.5:)=81263.3Vp.T-72736N*miipTTFEy1=97.514Mh=7134625M产呱二C71846.25a+26166s)1=308891N*HWT戸曲=9775NaFmv尸N*nonMw=25166Kirffl也二了646；按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式(15-5)及上图的数据

25、，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取A=0.6，轴的计算应力艺ca=Mi2+(ATi)21/2/W=81263.382+(0.6X100871)1/2/(1X843)=0.29MPA221/2221/2艺ca2=M1+(AT2)/W=76462.38+(0.6X397656)/33656.9=6.28MPA前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得艺-1=60MPA因此艺CA1V艺CA2V艺-1，故安全。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16X360X10=576000小时1、计算输入轴承已知N=417.39R/MINNii=108.13R/MIN计算当量载荷R、P2根据课本P263表(11-9)取Fp=1.5根据课本P262(11-6)式得P=FPXFr1=1.5X(1X1039)=1558.5NPi=FpXFR=1.5X(1X977.5)=1466.25N轴承寿命计算深沟球轴承E=3Lh=106C7(60NP)Lhi=106C3/(60NPi3)=106X44.8X讷3/60X320X(1.5X155