2022年机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案免费 .pdf

1 / 8 机械课程 设 计 任 务 书设计题目带式输送机传动装置的设计设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10 年，小批量生产。允许输送带速度误差为。输送带拉力F= 2.5kN ；输送带速度V=1.7m/s ；滚筒直径D=300mm 。带式输送机传动装置的设计摘要： 齿轮传动是应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、联轴器目录机械设计课程设计计算说明书1.一 、 课程设计任务书 1二 、 摘 要 和 关 键词2. 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14 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）计算过程及计算说明一，传动方案拟定1）工作条件：使用年限10 年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。2）原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN ；带速V=1.7m/s ；滚筒直径 D=300mm 。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 8 页2 / 8 电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总）=25001.7/ 10000.8 3）=5.12KW 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/ D=60 1000 1.7/ 300=108.2r/min 按手册 P7 表 1 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 的 可 选 范 围 为nd=Ian筒n筒=624）108.2=649.42597.4r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min 。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3 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 Y13M2-6 。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=n电动/n筒=960/108.2=8.87 2、分配各级伟动比（1）据指导书 P7表 1，取齿轮 i带=2.3V 带传动比I1=24 合理）（2）i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速 nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min 2、计算各轴的功率 KW ）PI=P工作带=5.12 0.96=4.92KW PII=PI轴承齿轮=4.92 0.9 80.97=4.67KW PIII=PII轴承联轴器=4.67 0.9 70.9 9=4.48KW 3、计算各轴扭矩 N mm ）T工作=95505.12/960=50.93 TI= T工作带i带=50.93 2.3 0.96=112.6 N mTII= TI i齿轮轴承齿轮=112.6 3.86 0.98 0.97=412.45 N m总=0.83 P工作=5.12KW n滚筒=108.2r/min电动机型号Y132M2-6 i总=8.87 据手册得i齿轮=3.86 i带=2.3 nI =960r/min nII=417.39r/min nIII=108.13r/min PI=4.92KW PII=4.67KW PIII=4.48KW 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 8 页3 / 8 TIII=TII 轴承联轴器=412.45 0.97 0.99=395.67 N 五、传动零件的设计计算1. 确定计算功率PC由课本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.1 5.5=6.05KW 2. 选择 V 带的带型根据 PC、n1由课本图 8-10 得：选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速 v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm 。2）验算带速v。按课本式 8-13 ）验算带的速度v=dd1n1/601000）=1001000/60 1000）=5.24m/s 在 5-30m/s 范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式8-15a ），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1=2.3 100=230mm 由课本表 8-8 ，圆整为 dd2=250mm 4. 确定带长和中心矩1）根据课本式 8-20），初定中心距a0=500mm 2）由课本式 /2+(dd2-dd1 2/4a0）=2500+3.14100+250）/2+250-100 ）2/4500） 1561mm 由课本表 8-2 选带的基准长度Ld=1400mm 按课本式 8-23 ）实际中心距a。aa0+Ld- Ld0）/2=500+1400-1561 ）/2=425mm 5. 验算小带轮上的包角11=1800-dd2-dd1）/a57.30=1800-900适用）1.确定带的根数z 1）计算单根V 带的额定功率pr。由 dd1=100mm 和 n1=1000r/min根据课本表8-4a 得P0=0.988KW 根据 n1=960r/min ，i带=3.4 和 A型带，查课本表5-6）得P0=0.118KW 根据课本表8-5 得 Ka=0.91 根据课本表8-2 得 KL=0.99 由课本 P83 式5-12）得Pr=P0+P0）KaKL=计算 V 带的根数 z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为 7 根7. 计算单根 V带的初压力的最小值(F0min 由课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，由式 min=5002.5- Ka） PCa/zvKa+qV2=500 2.5-0.91） 6.05/(F0min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为Fp）min=2zF0）min sin 1/2 ）=2 7147sin 146/2 ）=1968N 2、齿轮传动的设计计算1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1 选择小齿轮和大齿轮材料为45 钢调质）硬度为280HBS 。3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=243.86=92.64 ，取 93。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式ZE2/ du H21/3(1 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.3 2） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=95.5 1064.92/342.86=137041 N mm3由课本表 10-7 选取齿款系数d=1 4由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 TI=112.6 N mTII=412.15 N m TIII=395.67 N mV=5.24m/s dd2=340mm 取标准值dd2=355mm Ld=1600mm 取 a0=500 Z=7 F0=147N 由课本 tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa ；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa ；6）由课本式10-13 计算应力循环次数NLNL1=60n1jL h=60 342.86 1(1630010 =9.874 108NL2=NL1/i=9.874108/3.86=2.558108 7）由图课本10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.98 8）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= KHN1Hlim1/S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H2= KHN2Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa =539Mpa (2 计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入 H 较小的值dd12.32(KT1(u+1ZE2/ du H21/3=2.32 1.3 1.37 1051/3=71.266mm 2计算圆周速度v。v=dd1n1/60 1000）=3.14 71.266 342.86/按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式 1/3=71.266 (1.408/1.3 1/3=73.187mm 7计算模数 m ：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm 3. 按齿根弯曲强度设计由课本式 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FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa 2）由课本图10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 3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 计算载荷系数K K=KAKVKFaKF=11.07 11.28=1.37 5取齿形系数。由课本表10-5 查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6） 查取应力校正系数由课本表10-5 查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 7） 计算大、小齿轮的YFa YSa/ F YFa1 YSa1/ F1=2.65 1.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2/ F2=2.226 1.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大。8设计计算 m 2 1.37 1.37 1050.01644 /(1242 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，仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm， 按 接 触 强 度 的 的 分 度 圆 直 径d1=73.187 ， 算 出 小 齿 轮 的 齿 数z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数z2=3.86 30=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。4. 几何尺寸计算HlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=9.874 108 NL2=2.558 108 KHN1=0.96 KHN2=0.98 H1=576Mpa H2=539Mpad1=71.266mm m=2.5mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764 m 2.22mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 8 页5 / 8 1）计算分度圆直径 d1= z1m=30 2.5=75mm d2= z1m=116 2.5=290mm 2）计算中心距 a=d1+ d2）/2=75+290 ）/2=183mm 3）计算齿轮宽度 b= d d1=175=75mm 取 B2=75mm ，B1=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 T PII输=4.67 0.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656N mmPI 输=4.92 0.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 N 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=355mm Ft2=2T2/d2=2397656/355=2018N Fr2= Ft2tan20 =20180.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm Ft1=2T1/d1=2100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20 =24010.3642=729N 4、初步确定轴的最小直径先按课本式 15-2 ）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45 钢，调制处理。根据课本表15-3 ，取 A0=112，于是得dmin2= A0PII输/ n2）1/3=1124.58/108.13）1/3=39.04mm dmin1= A0P1输/ n1）1/3=1124.82/417.39）1/3=25.32mm 5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2, 查课本表 14-1 ，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3 ，则Tca= KAT2=1.3 397656=516952.8 N 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630000 N mm 。联轴器的孔径d1=38mm ，半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=58mm 。6、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dDT=65mm 120mm 23mm 。7、轴上零件的周向定位齿 轮 、 半 联 轴 器 与 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bh=20mm 12mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中 性 ， 故 选 择 齿 轮 毂 与 轴 配 合 为 H7/n6 ； 同 样 ， 半 联 轴 器 与 轴 的 连 接 ， 选 用 平 键 为12mm 8mm 50mm ，半联轴器与轴的配合为H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2 ，取轴端倒角为245。9、求轴上的载荷1 轴d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mmFt2=2018N Fr2=826N Ft1=2401N Fr1=729N dmin2=39.04mm dmin1=25.32mm 深沟球轴承213，其尺寸dDT=65mm 120mm 23mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 8 页6 / 8 2 轴ca1=0.27MPa ca2=5.96MPa 轴承预计寿命576000h f P=1.5 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 8 页7 / 8 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，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6 ，轴的计算应力ca1=M12+ T1）2 1/2/W=81263.382+0.6 100871）2 1/2/1 843） =0.29MPa ca2=M12+ T2）2 1/2/W=76462.382+0.6 397656）2 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为45 钢，调制处理，由课本表15-1 查得 -1=60MPa。因此ca1ca2 -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1636 010=576000 小时1、计算输入轴承 计算当量载荷P1、P2根据课本 P263表11-9 ）取 f P=1.5 根据课本 P262=1558.5N PII=fPxFr2=1.5 (1977.5=1466.25 N (3 轴承寿命计算深沟球轴承=3 Lh=106C3/(60nP3 Lh1=106C3/(60nP13=10644.8 106 3/60 320(1.5 1558.5 3 =3.67 1014h57600h Lh2=106C3/(60nP23=10644.8 106 3/60 70.8 (1.5 1466.25 3 =1.99 1015h57600h 预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式 6-1 ）p=2T 103/kld ）确定上式中各系数TI=100.871 N mTII=397.656N m k1=0.5h1=0.5 12mm=6mmk2=0.5h2=0.5 8mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mm d1=70mmd2=38mm p1=2TI103/k1l1d1）=274.22 103/6 51 70）=6.93MPa PI=1558.5N PII=1466.25 N Lh1=3.67 1014h Lh2=1.99 1015h k1=6mm k2=4mm l1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm p1=6.93MPa p2=109.24 MPa p=100-120 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 8 页8 / 8 p2=2TII103/k2l2d2）=2315.51 103/43838）=109.24 MPa 由课本表 6-2 p=100-120所以 p1 p p2p 满足要求九、箱体设计名称符号尺寸 mm ）机座壁厚9 机盖壁厚19 机座凸缘厚度b 13 机盖凸缘厚度b113 机座底凸缘厚度b222 地脚螺钉直径df22 地脚螺钉数目n 4 轴承旁联结螺栓直径d116 机盖与机座联接螺栓直径d212 联轴器螺栓d2 的间距 l 150 轴承端盖螺钉直径d38 窥视孔盖螺钉直径d46 定位销直径d 8 df ，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 16 df ， d2 至凸缘边缘距离C225, 15 轴承旁凸台半径R124 凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l160 大齿轮顶圆与内机壁距离1 10 齿轮端面与内机壁距离210 机盖、机座肋厚m1 ,m 7， 7 轴承端盖外径D2 160， 160 轴承端盖凸缘厚度t 8 轴承旁联接螺栓距离s 尽量靠近，以Md1和 Md2互不干涉为准，一般s=D2 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 8 页