2022年机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案免费.docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 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；答应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殊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,高牢靠性和硬齿面技术方向进展,齿轮传动具有传动平稳牢靠,传动效率高 一般可以达到 94%以上,精度较高的圆柱

2、齿轮副可以达到 99%）,传递功率范畴广 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）速度范畴广 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,保护便利等优点；因此,它在各种机械设备和仪器外表中被广泛使用；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运算说明书

3、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、设计运算、校核二、电动机挑选 3 三、运算总传动比及安排各级的传动比 4 四、运动参数及动力参数运算 6 五、传动零件的设计运算 7 六、轴的设计运算 10 七、滚动轴承的挑选及校核运算 12 八、键联接的挑选及校核运算 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. 设计运算说明书一份 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）运算过程及运算说明一,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

4、,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、电动机挑选1、电动机类型的挑选： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率挑选：1 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - 电机所需的工作功率：P 工作 =FV/1000总）=2500 1.7/ 1000 0.8 3）=5.12KW P工作 =5.12KW 3、确定电动机转速：运算滚筒工作转速：n 筒=60 1000V/ D=60 10001.7/ 300=108.2r/min

5、n 滚筒 =108.2r/min按手册 P7 表 1 举荐的传动比合理范畴,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范畴I a=36；取 V带 传 动 比I 1=24, 就 总 传 动 比 理 时 范 围 为I a=624 ； 故 电 动 机 转 速 的 可 选 范 围 为nd=Ia n筒 n 筒=624） 108.2=649.42597.4r/min 符合这一范畴的同步转速有750、1000、和 1500r/min ；依据容量和转速,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,

6、就选n=1000r/min ；4、确定电动机型号依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、运算总传动比及安排各级的传动比1、总传动比： i总=n 电动 /n筒=960/108.2=8.87 电动机型号 Y132M2-6 2、安排各级伟动比（ 1）据指导书 P7 表 1,取齿轮 i带=2.3V 带传动比I 1=24 合理）（ 2）i总=i齿轮 i带i齿轮 =i总/i带 =8.87/2.3=3.86 i总=8.87 四、运动参数及动力参数运算 1、运算各轴转速 nIII =nII /i齿轮

7、 =417.39/3.86=108.13r/min nI =960r/min nII =417.39r/min nIII =108.13r/min PI =4.92KW PII =4.67KW PIII =4.48KW 2、运算各轴的功率 KW）PI=P工作 带=5.12 0.96=4.92KW PII =PI 轴承 齿轮 =4.92 0.9 8 0.97=4.67KW PIII =PII 轴承 联轴器 =4.67 0.9 7 0.9 9=4.48KW 3、运算各轴扭矩 N mm）T工作 =9550 5.12/960=50.93 TI = T工作 带 i带=50.93 2.3 0.96=112

8、.6 N mTII = T I i齿轮 轴承 齿轮=112.6 3.86 0.98 0.97=412.45 N m2 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - TIII =TII 轴承 联轴器TI =112.6 N m=412.45 0.97 0.99=395.67 NTII =412.15 N m 五、传动零件的设计运算 TIII =395.67 N m1. 确定运算功率 PC由课本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.1 5.5=6.05KW 2. 挑选 V 带的带型依据 PC、 n1由课本图 8-1

9、0 得：选用A型dd1=100mm；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2）验算带速v；按课本式 8-13 ）验算带的速度v= dd1n1/60 1000）= 100 1000/60 1000）=5.24m/s 在 5-30m/s 范畴内,带速合适；8-15a ）,运算大带轮的基准直径dd2V=5.24m/s 3）运算大齿轮的基准直径；依据课本式dd2=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dd2=340mm 取标准值 dd2=

10、355mm Ld=1600mm 1）依据课本式 8-20 ）,初定中心距a0=500mm 2）由课本式 /2+d d2-d d1 2 /4a 0）=2 500+3.14 100+250） /2+250-100 ）2/4 500） 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；a a0+Ld- Ld0） /2=500+1400-1561 ） /2=425mm 5. 验算小带轮上的包角1取 a0=500 Z=7 1=1800-d d2-d d1）/a 57.30=180 0-90 0适用）1.确定带的根数z 1）运算单根V 带的额定功率pr；

11、由 dd1=100mm和 n1=1000r/min依据课本表8-4a 得P0=0.988KW 依据 n1=960r/min ,i带=3.4 和 A 型带,查课本表5-6）得 P 0=0.118KW 依据课本表8-5 得 Ka=0.91 依据课本表8-2 得 KL=0.99 由课本 P83 式 5-12 ）得Pr =P0+ P0） K a KL=运算 V 带的根数 z；z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为 7 根7. 运算单根 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 ） PC

12、a /zvK a +qV 2=500 2.5-0.91） 6.05/F0min；8. 运算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 Fp） min=2zF0） min sin 1/2 ）=27 147 sin 146 /2 ）Fp） min =1968N =1968N 2、齿轮传动的设计运算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,应选用 7 级精度 GB 10095-88 ）；2）材料挑选；由表课本表 10-1 挑选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=24 3.86=92.64 ,取 93；2 按齿面接触疲惫

13、强度设计由设计运算公式1/3d12.32KT1u+1Z E 2/ 1 确定公式内的各运算数值1） 试选载荷系数Kt =1.3 i齿=3.86 2） 运算小齿轮传递的转矩Z1=24 Z2=77 T1=137041N mmT1=9.55 106 P1/n 1=95.5 106 4.92/342.86=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1/2 ZE=189.8MPa3 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - 5由课本 tu 10-21按齿面硬度查得

14、小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim 1 =600MPa；打齿轮的接触疲惫强度极限Hlim 2 =550MPa；KHN1=0.96 KHN2=0.98 HlimZ1 =600Mpa6）由课本式10-13 运算应力循环次数NLNL1=60n1jL h=60 342.86 1 16 300 10 =9.874 108NL2=NL1/i=9.874 108/3.86=2.558 108 HlimZ2 =550Mpa 7）由图课本10-19 取接触疲惫寿命系数8）运算解除疲惫许用应力； 取失效概率为1%,安全系数S=1.0 NL1=9.874 108 H 1= K HN1Hlim1 /S=0.96 600

15、/1.0Mpa =576Mpa NL2=2.558 108 H2= KHN2Hlim2 /S=0.98 550/1.0Mpa KHN1=0.96 =539Mpa KHN2=0.98 2 运算1）试算小齿轮分度圆直径dd1,代入 H 较小的值du H 2 1/3 =2.32 1.3 1.37 10 5 H 1=576Mpadd12.32KT 1u+1Z E 2/ 1/3 =71.266mm 2运算圆周速度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d1= d 1tK/K t 1/3 =71.266 1.408/1.

16、3 1/3 =73.187mm 运算模数 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）确定公式内的各运算数值1）由课本图10-20 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限度极限 FE2=380MPa FN2=0.88 2）由课本图10-18 取弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.85 K3运算弯曲疲惫许用应力；取弯曲疲惫安全系数 S=1.4,由课本式 运算载荷系数 K K=K A KV KFa KF =1 1.07 1 1.28=1.37 5取齿形系数；由课本表10-5 查得 Y Fa1=2.65 YFa2=2.226 m 的YFa1=2.65 6

17、） 查取应力校正系数由课本表10-5 查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 7） 运算大、小齿轮的YFa Y Sa/ F YFa1 YSa1/ F 1=2.65 1.58/303.57=0.01379 YSa1=1.58 YFa2 Y Sa2/ F2=2.226 1.764/238.86=0.01644 YFa2=2.226 大齿轮的数值大；YSa2=1.764 8设计运算 24 2 1/3 =2.2mm m 2 1.37 1.37 10 5 0.01644 /1对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算的模数m 大于齿根弯曲疲惫强度运算的模数大小重腰取决于弯曲强度的承载才能,而齿面接触疲

18、惫强度所打算的承载才能,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 2.22mm m=2.5mm, 按 接 触 强 度 的 的 分 度 圆 直 径 z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数 z2=3.86 30=116 d1=73.187 , 算 出 小 齿 轮 的 齿 数这样设计出的齿轮传动,既满意了齿面接触疲惫强度,并做到结构紧凑,防止铺张；4. 几何尺寸运算4 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - 1）运算分度圆直径 d1= z1m=30 2.

19、5=75mm d 2= z 1m=116 2.5=290mm 2）运算中心距 a=d1+ d2）/2=75+290 ）/2=183mm 3）运算齿轮宽度 b= d d1=1 75=75mm取 B2=75mm , B1=80mm六、轴的设计运算输出轴的设计运算1、两轴输出轴上的功率 P、转数 n 和转矩 T d1=75mm PII 输=4.67 0.98=4.58kw d2=290mm n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min a=183mm T2=397656N mm B2=75mm PI 输=4.92 0.98=4.82 kw B1=80mmn1=417.39 r/mi

20、n 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/d 2=2 397656/355=2022N Fr2= Ft2 tan20 =2022 0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d1=84mm Ft1 =2T1/d 1=2 100871/84=2401N Fr1=Ft1 tan20 =2401 0.3642=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；依据课本表Ft2 =2022N 15-3 ,取 A0=112,于是得 dmin2= A 0

21、PII 输/ n 2）1/3 =112 4.58/108.13）1/3 =39.04mm ）1/3 =25.32mm dmin1= A0P1输 / n1）1/3=112 4.82/417.39Fr2=826N 5、联轴器的挑选为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应,应选联轴器的型号；KA=1.3 ,就Ft1 =2401N 联轴器的运算转矩Tca=KAT2, 查课本表 14-1 ,考虑到转矩变化很小,故取Fr1=729N Tca= K AT2=1.3 397656=516952.8 N mm依据运算转矩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dmin2 =

22、39.04mm 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,半联轴器与轴协作的毂孔长度L1=58mm；6、轴承的挑选dmin1 =25.32mm 初步挑选滚动轴承；因轴承只受径向力的作用,应选用深沟球轴承；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d D T=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b h

23、=20mm 12mm,键槽用键槽铣刀加工,长为 63mm,同时为了保证齿轮与轴协作有良好的对中 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,半联轴器与轴的协作为 H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2 ,取轴端倒角为2 45 ；9、求轴上的载荷1 轴深沟球轴承213 ,其尺寸d D T=65mm 120mm 23mm 5 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - 2 轴 ca1=0.

24、27MPa ca2=5.96MPa 轴承估计寿命576000h f P=1.5 6 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - PI =1558.5N PII =1466.25 N Lh1=3.67 10 Lh2=1.99 1014h 15h k1=6mm k2=4mm l 1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm p1=6.93MPa p2=109.24 MPa p=100-120 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承担最大弯矩和扭矩的截面的强度；依据课本式 15-5 ）及上图

25、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 ,轴的运算应力 ca1=M1 2+ T1）2 1/2 /W=81263.38 2+0.6 100871）2 1/2 /1 84 3） =0.29MPa ca2=M1 2+ T2）2 1/2 /W=76462.38 2+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 ca1 ca2 -1 ,故安全；七、滚动轴承的挑选及校核运算依据依据条件,轴承估计寿命 16 36 0 10=576000 小时1、运算输入轴承 运算当量

26、载荷 P1、P2依据课本 P263表11-9 ）取 f P=1.5 依据课本 P262=1558.5N PII =f PxFr2 =1.5 1 977.5=1466.25 N 3 轴承寿命运算深沟球轴承 =3 Lh=10 6C 3/60nP 3 Lh1=10 6C 3/60nP 1 3=10 6 44.8 10 6 3 /60 320 1.5 1558.5 3 =3.67 10 14h57600h Lh2=10 6C 3/60nP 2 3=10 6 44.8 10 6 3 /60 70.8 1.5 1466.25 3 =1.99 10 15h57600h 预期寿命足够八、键联接的挑选及校核运算

27、由课本式 6-1 ） p=2T 10 3/kld ）确定上式中各系数 TI =100.871 N mTII =397.656 N m k1=0.5h 1=0.5 12mm=6mmk 2=0.5h 2=0.5 8mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml 2=L2-b 2=50mm-12mm=38mm d1=70mmd 2=38mm p1=2TI 10 3/k 1l 1d1） =2 74.22 10 3/6 51 70） =6.93MPa 7 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 8 页精选学习资料 - - - - - - - - - p2=2TII

28、 10 3/k 2l 2d2）=2 315.51 10 3/4 38 38） =109.24 MPa 由课本表 6-2 p=100-120 所以 p1 p p2 p 满意要求九、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 依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l 160 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 8 / 8 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 8 页