2022年机械设计课程设计,一减速器设计 .docx

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1、精选学习资料 - - - - - - - - - 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：材料科学与工程学院同学姓名：学 号：专业班级：锻压 08-1 指导老师：吴雪峰机械设计课程设计名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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（A1）3. 轴零件图一张（ A3）4. 齿轮零件图一张（A3）锻压系 08-1 班级设计者：指导老师： 吴雪峰完成日期：成果： _ 名师归纳总结 - - -

2、 - - - -第 2 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 课程设计任务书设计题目所在院系带式输送机传动装置的设计锻压 08-1 班同学姓名材料学院专业、年级、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,输送带工作速度答应误差为 5%,每年按 300 个工作日运算,使用年限为 10年,大修期 3 年,两班制工作（每班按 8h 运算）；在特地工厂小批量生产；同学应完成的工作：1编写设计运算说明书一份；2减速器部件装配图一张 A0 或 A1；3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

3、设计手册4. 机械设计工作方案：1. 设计预备工作2. 总体设计及传动件的设计运算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期：任务完成日期：名师归纳总结 指导老师（签名）：同学（签名）：第 3 页,共 18 页- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 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

4、度较高的圆柱齿轮副可以达到99%）,传递功率范畴广（可以从外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、联轴器名师归纳总结 - - -

5、- - - -第 4 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 目 录机械设计课程设计运算说明书 1. 一、课 程 设 计 任 务 书 1 二、摘要和关键词 2 2. 3 一、传动方案拟定 各部件挑选、设计运算、校核名师归纳总结 二、电动机挑选 3 第 5 页,共 18 页三、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 - - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 机械设计课程

6、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）系班级设计者：指导老师：完成日期：成果： _ 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 运算过程及运算说明 一、传动方案拟定 工作条件：原始数据：输送机连续单向运转,工作平稳,空载启 动,卷筒效率为 0.96,输送带工作速度答应误差为 5%,每年按 300 个工作日运算,使用年限为 10 年,大修期 3 年,两班制工作（每班按 8H 运算）；在特地工厂小批量生产；二、电动

7、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）传动装置的总功率：联轴器 滚筒3 总= 带 轴承 齿轮 =0.96 0.9 8 3 0.9 7 0.9 9 0.96=0.83 2 电机所需的工作功率：总=0.83 P 工作=FV/（1000总）=2500 1.5/ （1000 0.8 3）=4.52KW P 工作=4.52KW 3、确定电动机转速：运算滚筒工作转速：N 筒=60 1000V/ D 名师归纳总结 =60 1000 1.5/ 300 N滚筒第 7 页,共 18 页=95.5R/MIN =95.5R/MIN按手册举荐的传动比合理范畴,取圆柱齿轮传动一

8、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- - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - I A=624；故电动机转速的可选范畴为ND=I A N 筒N 筒=（624） 95.5=5732292R/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 2 方案比较适 合,就选 N=1000R/MIN ；4、

9、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 Y132M2-6 ；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=960/95.5=10.05 1=24合理）电动机型号2、安排各级传动比Y132M2-6 （1） 据指导书,取带 I带=2.3 （V 带传动比 I I总=8.87 （2） I总=I齿轮 I带I齿轮=I总/I带=10.05/2.3=4.37 据手册得四、运动参数及动力参数运算 1、运算各轴转速（ R/MIN）NI =N电机 =960R/MIN I齿轮=3.8

10、6 I带=2.3 NII =NI /I带=960/2.3=417.39R/MIN NI =960R/MIN NIII =NII /I齿轮=417.39/4.37=95.5R/MIN NII =417.39R/M2、运算各轴的功率（ KW）IN 3、PI =P工作 带=4.52 0.96=4.34KW NIII =108.13R/MPII =PI 轴承 齿轮=4.34 0.9 8 0.97=4.13KW IN PIII =PII 轴承 联轴器=4.13 0.9 7 0.9 9=3.97KW PI=4.92KW 运算各轴扭矩（ N M）名师归纳总结 T工作=9550 4.52/960=44.96

11、PII =4.67KW 第 8 页,共 18 页TI= T工作 带 I带=44.96 2.3 0.96=99.3 N MPIII =4.48KW TII = T I I齿轮 轴承 齿轮TI=112.6N M=99.3 4.37 0.98 0.97=412.50 N MTIII =TII 轴承 联轴器=412.50 0.97 0.99=396.13 NM 五、传动零件的设计运算TII =412.15N1. 确定运算功率 PCM - - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 由课本表 8-7 得： KA=1.1 TIII =395.67NPC=KAP=1.1 5.5=

12、6.05KW M 2. 挑选 V 带的带型 依据 PC、N1由课本图 9-12 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 9-8 ,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/ （60 1000）= 100 1000/ （60 1000）=5.24M/S 在 5-30M/S 范畴内,带速合适；3）运算大齿轮的基准直径；运算大带轮的基准直径 DD2 DD2=I 带 DD1=2.3 100=230MM 由课本表 9-8 ,圆整为 DD2=250MM 4. 确定带长和中

13、心矩1）依据课本式0.7D D1+ D D2 A0 2DD1+ D D2 ,初定中心距V=5.24M/S A0=500MM 2）由机械设计课本式（ 8-22 ）运算带所需的基准长度LD02A0+ DD1+DD2/2+DD2-DD1 2/ （4A0）=2 500+3.14 （ 100+250） /2+ （ 250-100 ）2/ （ 4 500） 1561MM 由课本表 9-6 选带的基准长度LD=1600MM 按机械设计课本式（ 8-23 ）实际中心距 A；A= aa2b0 DD2=340MM 取标准值aLDDD1DD2DD2=355MM 48bDD1DD22LD=1600MM 8就,A=52

14、0MM 5. 验算小带轮上的包角11=180 0- （DD2-DD1）/A 57.30取 A0=500 =180 0- （250-100）/520 57.3=163.470120 0（适用）6. 确定带的根数 Z 1）运算单根 V 带的额定功率 PR；由 DD1=100MM和 N1=1000R/MIN依据课本表 8-4A 得 P0=0.97KW 依据 N1=960R/MIN,I 带=2.3 和 A型带,查课本表（ 9-4 ）得 P 0=0.11KW 依据课本表 9-5 得 KA=0.96 依据课本表 8-2 得 KL=0.99 由课本 P83式（9-12 ）得【PR】=（P0+ P0） KA

15、KL=（0.97+0.11 ） 0.96 0.99=1.026KW 2 运算 V带的根数 Z；名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - Z=PCA/ 【p 】=6.05/1.026=5.90 圆整为 6 根7. 运算单根 V带的初拉力的最小值 F 0 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Z=6 （5-18 ）单根 V带的初拉力：F 0 MIN =500 （2.5- KA）2 dP /ZVKA +QV=500 （ 2.5-0.96 ） 6.05/ （0.96 6 5.24 ）+

16、0.11 5.242N =157.37N 应使带的实际初拉力F0F 0 MIN；8. 运算压轴力 FP 压轴力的最小值为F0=157.37N （FQ）MIN=2Z（F0）MIN SIN （1/2 ）=2 6 157.37 SIN（ 163.47 /2 ）=1870N 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）；（FQ）MIN2）材料挑选；由表课本表10-1 挑选小齿轮为45 号钢（调制）和大齿轮材料为 45 钢（淬火）硬度为280HBS；=1870N 3）选 小齿轮 齿数Z1=24,大 齿轮齿 数 Z2

17、=24 4.37=104.88 ,取105；2 按齿面接触疲惫强度设计由设计运算公式（ 10-9A）H21/3D12.32KT1U+1ZE 2/ DU1 确定公式内的各运算数值1）试选载荷系数 KT=1.3 2）运算小齿轮传递的转矩T1=9.55 10 6 P1/N1=9.55 10 6 4.34/417.39=99300 N MM3 由机械设计课本表10-7 选取齿宽系数 D=1.0 I齿=4.37 Z1=24 Z2=77 T1=137041N M M 4 由 机 械 设 计 课 本 表10-6查 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数1/2 ZE=189.8MPA5 由机械设计课本TU 1

18、0-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限 HLIM 1=550MPA；打齿轮的接触疲惫强度极限HLIM 2=500MPA；6）由机械设计课本式10-13 运算应力循环次数NLNL1=60N1JLH=60 417.39 1 16 300 10 9=1.202 10NL2=NL1/I=9.874 10 8/4.37=2.751 10 8 7） 由 图 机 械 设 计 课 本10-19取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数HLIMZ1=600MPAKHN1=0.92KHN2=0.96 HLIMZ2=550MPA8）运算解除疲惫许用应力；取失效概率为 1%,安全系数 S=1.0 名师归纳总结 -

19、- - - - - -第 10 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - H 1= K HN1HLIM1/S=0.92 550/1.0MPA =506MPA 8 NL1=9.874 10 8 NL2=2.558 10 KHN1=0.96 KHN2=0.98 H 2= K HN2HIM2/S=0.96 500/1.0MPA =480MPA 2 运算1）试算小齿轮分度圆直径DD1,代入 H 较小的值DD12 .323KtT1uu1（Ze2）2 .3231 .3*99300*5 .37189.82dHH 1=506MPA14 .3748067.66mm2 运算圆周速度 V；V

20、= DD1N1/ （ 60 1000 ） =3.14 71.266 342.86/ （ 60 1000 ）=1.28M/S H 2=480MPA3）运算齿宽 B；B=DD1=1 71.266MM=71.266MM 4）运算齿宽与齿高之比 B/H；模数： M=D 1/Z1=71.266/24=2.969MM 齿高： H=2.25M=2.25 2.969=6.68MM B/H=10.67 5）运算载荷系数；D1=71.266MM 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, KHA=KFA=1：由课本表 10-2

21、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M=2.5MM 时,KH =1.316 由 B/H=10.67,KH =1.316 查课本表 10-13 得 KF =1.28：故载荷系数 K=KA KV KHA KF =1 1.07 1 1.316=1.408 6 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） 1/3 =71.266 1.408/1.3 1/3 =73.187MM D1= D1TK/KT7 运算模数 M：M=D D1/Z1=73.187/24=3.05MM 3. 按齿根弯曲强度设计名师归纳总结 由课本式（ 10-5 ）得弯

22、曲强度的设计公式 M 2KT1YFAYSA/ DZ1 2 F 1/3 YFA1=2.65 第 11 页,共 18 页（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FE1=500MPA；大齿轮的弯曲疲惫强度极限FE2=380MPA 2）由课本图 10-18 取弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.85 K FN2=0.88 3 运算弯曲疲惫许用应力；YSA1=1.58 取弯曲疲惫安全系数S=1.4,由课本式（ 10-12）得YFA2=2.226 F 1= K FN1FE1/S=0.85 500/1.4=303.57MPA YSA2=1.764 F2= KFN2FE2

23、/S=0.88 380/1.4=238.86MPA 4 运算载荷系数 K K=KA KV KFA KF =1 1.07 1 1.28=1.37 - - - - - - -精选学习资料 - - - - - - - - - 5 取齿形系数；由课本表 10-5 查得 Y FA1=2.65 Y FA2=2.226 6）查取应力校正系数 M2.22MM 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 Y SA1/ F 1=2.65 1.58/303.57=0.01379 YFA2 YSA2/ F 2=2.226 1.764/23

24、8.86=0.01644 大齿轮的数值大；8 设计运算 24 2 1/3 M 2 1.37 1.37 10 5 0.01644 /1 =2.2MM 对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算的模数M 大于齿根弯曲疲劳强度运算的模数M 的大小重腰取决于弯曲强度的承载才能,而齿D1=75MM D2=290MM A=183MM B2=75MM B1=80MM面接触疲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=2.5MM,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

25、的齿数 Z2=3.86 30=116 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（1）运算分度圆直径 D 1= Z 1M=30 2.5=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 PII 输=4.67 0.98=4.58KW N2=N1/I=417.39/3.86=108.13R/M

26、IN T2=397656N MMD2=355MM FT2=2022N PI 输=4.92 0.98=4.82 KW FR2=826N N1=417.39 R/MIN FT1=2401N T1=100871 N MM2、求作用在齿轮上的力FR1=729N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为FT2=2T2/D2=2 397656/355=2022N FR2= F T2TAN20 =2022 0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为D1=84MM DMIN2=39.04MM FT1=2T1/D1=2 100871/84=2401N DMIN1=25.32MM FR1=FT1TAN20 =2

27、401 0.3642=729N 4、初步确定轴的最小直径先按课本式（ 15-2）初步估算轴课本表15-3 ,取 A0=112,于是得名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - DMIN2= A 0（PII 输/ N 2）1/3=112 （4.58/108.13 ）1/3=39.04MM DMIN1= A 0（P1 输/ N 1）1/3=112 （ 4.82/417.39 ）1/3=25.32MM 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；联轴器的运算转矩 TCA=KAT2, 查课本表

28、 14-1 ,考虑到转矩变化很小,故取 KA=1.3,就 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,深 沟 球 轴 承 213 , 其 尺 寸 D D T=65MM 120MM 23M M 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,半联轴器与轴协作的毂孔长度L1=58MM；6、轴承的挑选初步挑选滚动轴承；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

29、,其尺寸 D D T=65MM 120MM 23MM的最小直径；选取的材料为 45 钢,调制处理；依据；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纳平键连接；由课本表 6-1 查得平键截面 B H=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,故挑选齿轮毂与轴协作为 H7/N6；同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为 与轴的协作为 H7/K6. 12MM 8MM 50MM,半联轴器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 轴名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共

30、18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 2 轴 CA1=0.27MPA CA2=5.96MPA 轴承估计寿命576000H 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - F P=1.5 PI=1558.5N PII =1466.25 N 14 LH1=3.67 10 H 15 LH2=1.99 10 H 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 ）及上图的数据,以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循K1=6MM K2=4MM 环变应力,取 =

31、0.6 ,轴的运算应力 CA1=M1 2+（ T1）2 1/2 /W=81263.382+（0.6 100871）2 1/2 / （1 84 3）L1= 51MM L2=38MM D1=70MM D2=38MM =0.29MPA 2 1/2 /W=76462.382+（0.6 397656）2 1/2 /33656.9 CA2=M1 2+（ T2） =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；P1=6.93MPA 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 16 360 10=576000小时

32、1、运算输入轴承（1）已知 NI=417.39R/MINNII =108.13R/MIN 2 运算当量载荷 P1、P2 P2=109.24 MPA P=100-120 依据课本 P263表（ 11-9 ）取 F P=1.5 依据课本 P262（11-6 ）式得 PI =FPXFR1=1.5 1 1039=1558.5N 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - PII =FPXFR2=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/

33、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由课本式（ 6-1 ） P=2T 10 3/ （KLD）确定上式中各系数TI =100.871N MTII =397.656N M K1=0.5H1=0.5 12MM=6MM K2=0.5H2=0.5 8MM=4MM L1=L1-B1=63MM-12MM=51MM L2=L

34、2-B 2=50MM-12MM=38MM D1=70MM D2=38MM P1=2TI 10 3/ （K1L1D1）=2 74.22 10 3/ （6 51 70）=6.93MPA P2=2TII 10 3/ （K2L2D2）=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、箱体设计名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 名称符号尺寸（ MM）机座壁厚19 机盖壁厚9 机座凸缘厚度B 13 机盖凸缘厚度B113 机座底凸

35、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D212 径联轴器螺栓 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C126, 22, 16 离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L160 离大齿轮顶圆与内机壁距1 10 离210 齿轮端面与内机壁距离机盖、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 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 18 页精选学习资料 - - - - - - - - - 指导老师评语：课程设计报告成果：,占总成果比例：课程设计其它环节成果：环节名称：,成果：,占总成果比例：环节名称：,成果：,占总成果比例：环节名称：,成果：,占总成果比例：总 成 绩：指导老师签字：年月日本次课程设计负责人看法：负责人签字：名师归纳总结 年月日第 18 页,共 18 页- - - - - - -