机械设计课程设计一级减速器-实例(共23页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上课程设计(综合实验)报告名 称： 机械设计基础课程设计 题 目： 一级减速器 院 系： 班 级： 学 号： 学生姓名： 指导教师： 设计周数： 日 期： 成 绩： 目 录4.5.7.9001.12.1213.1313144、141618.1903致谢.233一、课程设计任务书课程设计题目：胶带式运输机传动装置1、运动简图：2、原始数据：题号参数12345678910运输带工作拉力F（KN）1.41.51.51.61.71.81.51.61.82运输带工作速度v（m/s）21.51.61.81.51.521.51.82滚筒直径D（mm）300280320300300320300280300320每日工作时数T（h）816816816816816使用折旧期（y）88888888883、已知条件：1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；2、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，清洁;4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。4、设计工作量： 1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。二、传动装置总体设计方案:1、组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2、确定传动方案：其传动方案如下：三、电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率；根据机械设计课程设计手册表1-7查得：为V带的效率=0.96,为深沟球轴承效率=0.992=0.98为闭式齿轮传动效率=0.97，为联轴器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。2、电动机的选择负载功率: 折算到电动机的功率为:3、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：根据机械设计课程设计指导书表1，可选择V带传动的传动比，一级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为×n（624）×95.54573.242292.96r/min。根据机械设计课程设计手册表12-1，可供选择电机有：序号电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩1Y100L-23000328702.22.3332Y100L2-41500314302.22.3383Y132S-6100039602.02.0634Y132M-875037102.02.079综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y100L2-4，其主要性能如上表。 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、确定传动装置的总传动比和分配传动比：（1）减速器总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为（2）分配传动装置传动比×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3，则减速器传动比为14.97/352、计算传动装置的运动和动力参数：（1）各轴转速 轴：1430/3476.67r/min 轴：476.67/595.33r/min  卷筒轴：=95.33r/min（2）各轴输入功率轴：×2.94×0.962.82kW轴：×2×2.82×0.99×0.972.71kW卷筒轴：=×2×4=2.71×0.99×0.992.66kW各轴输出功率轴：=2.82×0.99×0.972.71kW轴：2.71×0.99×0.992.66kW卷筒轴：=×5=2.66×0.962.55kW（3） 各轴输入转矩 =×× N·m电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.94/1430=19.63N·m各轴输入转矩轴： ×× =19.63×3×0.96=56.53N·m轴：×××=56.53×5×0.99×0.97= 271.43N·m 卷筒轴：=××=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m 各轴输出转矩轴： =56.53×5×0.99×0.97=271.43N·m轴：=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m卷筒轴：=×=266.03×0.96=255.39 N·m3、运动和动力参数计算结果整理表：轴名功率 P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴2.9419.63143030.96轴2.822.7156.53271.43476.6750.96轴2.712.66271.43266.0395.3310.98卷筒轴2.662.55266.03255.3995.3310.96五、带轮设计1、确定计算功率：根据机械设计基础表12-6查得工作情况系数=1.0，故 2、选取V带型号：根据功率3kw，1430r/min，由机械设计基础图12-14选取V带型号为A型。3、确定带轮基准直径D1和D2：根据机械设计基础表12-7选取=100mm，机械设计基础第240页得到滑动率 根据机械设计基础表12-7选取=300mm。大带轮转速其误差<5%，故允许。4、验算带速v：在5-25m/s的范围内，带速合适。5、确定带长和中心距： 由0.7（+）2（+）初步确定=600mm根据机械设计基础第246页得到由机械设计基础表12-2选用基准长度计算实际中心距：6、验算小带轮包角：7、确定V带根数Z： i=3，根据机械设计基础表12-3，表12-4，表12-5，表12-2查得单根普通V带的基本额定功率根数取根数为3根。8、求作用在带轮轴上的压力：由机械设计基础表12-1查得 q=0.10kg/m单根V带张紧力小带轮轴上压力为9、带轮主要参数：小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带速（m/s）带的根数z100300577.3418007.483六、传动零件齿轮的设计计算1、材料选择： 假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作8小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。根据机械设计基础表10-1初选小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬度为240-285 HBS，取260 HBS,大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-220 HBS取210 HBS；齿轮等级精度为9级。由机械设计基础图10-7，Hlim1=700MPa，Hlim2=400MPa由表10-4， 安全系数SH =1.1故H1=Hlim1/SH=700/1.1=636MPa H2=Hlim2/SH=400/1.1=363MPa由图10-10，Flim1=240MPa，Flim2=140MPa由表10-4，SF =1.3故F1=Flim1/SF=240/1.3=184.6MPa F2=Flim2/SF=130/1.3=107.7MPa2、按齿面接触强度设计：根据机械设计基础表10-3取载荷系数K=1.2，第199页取齿宽系数a=0.4小齿轮的转矩为T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.71/476.67=5.43×104 N mm按机械设计基础式（10-6）计算中心距（已知减速器传动比=u=z1/z2=5） 取z1=32，则z2=325=160,故实际传动比为i=160/32=5=i1，模数为 m=2a/(z1+z2)=2*181.65/(32+160)=1.89 mm根据机械设计基础表4-1取m=2mm。中心距为 a=0.5 m(z1+z2)=192mm齿宽为 b=a a=0.4*192=76.8 mm取b2=77mm，b1=83mm。为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大5-10mm.齿轮分度圆直径d1=mz1=2*32=64 mm d2=mz2=2*160=320 mm3、验算轮齿弯曲强度（齿宽应取接触齿宽b=77mm）： 由机械设计基础图10-9，齿形系数YF1=2.57,YF2=2.16，得 F1=2KT1 YF1/(bm2z1)=2×1.2×5.43×104×2.57/(77×4×32)=33.98MPaF1 F2=F1 YF2/YF1=33.98×2.16/2.57=28.56MPaF2故弯曲强度足够。4、齿轮的圆周速度为： v=d1n1/(60×1000)= mz1n1/(60×1000)=3.14×2×32×476.67/(60×1000)=1.597m/s 对照机械设计基础表10-2可知选用9级精度等级。5.齿轮的基本参数:名称符号公式齿1齿2齿数32160分度圆直径64320分度圆齿距PP= m 6.286.28齿顶高=* m22齿根高2.52.5齿顶圆直径68324齿根圆直径59315中心距192齿宽8377 七、传动轴的设计1、 选择轴的材料：选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计基础表13-1查得,2、输出轴（II轴）上的功率P2，转速n2，转矩T2：已知P2=2.71KW , n2=95.33r/min于是T2=271.48Nm3、初步确定轴的最小直径：先按机械设计基础式（13-2）初步估算轴的最小直径。（根据表11-2选C=110）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器;计算转矩，查机械设计基础表16-2,考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表8-5，选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径，故取mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。4、 轴的结构设计：（1） 拟定II轴上零件的装配方案选用机械设计基础图11-9中的装配方案（2） 确定II轴的各段直径和长度 1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT7,故d1=40mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=82mm。2段:选用毡圈油封，机械设计课程设计指导表7-12，选用毡圈 45，故d2=45mm。为了拆卸方便，轴从轴承盖端面伸出15-20mm,由机械设计课程设计表1-3确定轴承盖的总宽度取45mm，故取L2=60mm.3段：根据轴肩高度h=(0.070.1)d,又3段与轴承配合，可以初选深沟球轴承其代号为6210，尺寸d×D×T=50mm×90mm×20mm,故得d3=50mm。3段与轴承，套筒配合,考虑制造安装误差，取L3=43mm.4段：根据轴肩高度h=(0.070.1)d取d4=60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm,又大齿轮轮毂宽度为77mm,故取L4=75mm。5段：根据轴肩高度h=(0.070.1)d，取d5=72mm,L5=1.4h=9mm。6段：根据L3、L5确定出L6=14mm，d6=d4=60mm。7段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为6210，可以得到L7=20mm。d7=d3=50mm。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。（3） 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联接。因为d1=40mm，由机械设计课程设计手册表4-1查得平键为b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003摘录），键槽用键槽铣刀加工，取长度为50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6;同样，齿轮与轴的联接，根据d4=60mm,查表4-1选用平键为b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003摘录），取长度为50mm，为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸根据机械设计课程设计手册表1-27取轴端倒角为2×45°。（5） 其他轴（I轴）的设计简图输入轴最小直径为，相关尺寸参照II轴的计算。其中机械设计课程设计手册表4-1选择平键为b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003摘录），长度取20mm。5、危险截面的强度校核: 因已知大齿轮的分度圆直径为d=320mm，轴的转矩=271.43Nm圆周力Ft=2000/d=2000×271.43/320=1693.44 N径向力Fr=Ft tan=1693.44×tan20O=616.36 N由于为直齿轮，轴向力=0其受力方向如下图所示L=141mmRHA=RHB=Ft/2=1693.44/2=846.72 NMHC= RHA L/2=846.72×141/(2×1000)=59.69 NmRVA=RVB=Fr/2=616.36/2=308.18 NmMVC= RVA L/2=308.18×141/(2×1000)=21.73 Nm,扭矩T=271.43 Nm其受力方向如图所示校核 MC =63.52Nm Me =184.72 Nm 机械设计基础P277页有折算系数的选择由机械设计基础表13-3查得，-1 b =60MPad10=10×=31.34mm考虑键槽，d=31.34×1.05=31.91mm50mm则强度足够。 八、键的设计和计算1、选择键联接的类型和尺寸：在7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下：序号bhL工作长度l1（联轴器） 12 850 382（齿轮） 18 1150 323（带轮） 8 720 122、校核键联接的强度： 根据机械设计基础表9-11，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力=125MPa。键1（联轴器）: =89.29MPa键2（齿轮）: = 51.41MPa键3（带轮）: =107.68MPa故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。 九、轴承的选择及寿命计算：考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6210，基本尺寸为d×D×T=50mm×90mm×20mm。主要是承受径向力，由机械设计基础表14-6得到X=1,Y=0.对于I轴圆周力Ft=2000/d=2000×56.53/64=1766.56N, 径向力Fr=Ft tan=1766.56×tan20O=642.98N, P=Fr=642.98N, X=1,Y=0由机械设计基础表14-8得温度系数=1.0，球轴承=3。由机械设计课程设计手册表6-1查得=35.0KN。 5.64×106 h从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×250×8=32000h=1.6×h,故所选轴承可满足寿命要求。 十、箱体结构的设计：减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于3050mm, 取H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 附件设计： A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.5.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查机械课程设计指导书表34轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4262218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42416外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>15机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）112（1轴）140（2轴）轴承旁联结螺栓距离100（1轴）100（2轴）十一、润滑密封设计对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/sv12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为 H + h ： H=40mm , h=10mm所以H + h =40+10=50mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 ,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置，保证部分面处的密封性。十二、联轴器设计1.类型选择：由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算：计算转矩，查机械设计基础表16-2,考虑到转矩变化很小，故取，则：3、选取联轴器：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表8-5，选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。十三、设计小节通过课程设计一级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我对机械行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从全局考虑设计很重要。课程设计的优点：可以让我们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。致 谢非常感谢周老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！参考资料1机械设计课程设计/孙岩，陈晓红，熊涌主编 编号 ISBN 978-7-5640-0982-3北京理工大学出版社 2008年12月第4次印刷。2机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-9高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。3机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0高等教育出版社 2010年12月第32次印刷。4机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。5机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.6版 编号ISBN 978-7-04-7 高等教育出版社 2007.7（2009重印）专心-专注-专业