2022年机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案正式 .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：机械工程系同学姓名：彭亚南学 号： 200601030039 专业班级： 06 汽车 2）班指导老师：苗 晓 鹏2022 年 3 月 1 日1 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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 A1）3. 轴零件图一张 A3）4. 齿轮零件图一张 A3）机 械 工 程系 06

2、 汽车2）班级设计者： 彭 亚 南指导老师： 苗晓鹏完成日期： 2022 年 3 月 1 日成果： _ 安 阳 工 学 院2 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 课程设计任务书设计题目彭亚南所在院系带式输送机传动装置的设计06 汽车 ；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： 2022 年

3、2 月 15 日任务完成日期： 2022 年 3 月 1 日指导老师 签名）：同学 签名）：彭亚南3 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 17 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

4、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4 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 17 页精选学习资料 - -

5、- - - - - - - 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 22. 一、传动方案拟定 3 各部件挑选、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 5 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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

6、. 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）机 械 工 程 系 06 汽车 2）班级设计者： 彭 亚 南指导老师： 苗晓鹏完成日期： 2022 年 3 月 1 日 成果： _ 安 阳 工 学 院6 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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,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 滚筒直径 D=300mm二、电动机挑选F=2.5kN；带速

7、V=1.7m/s；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：联轴器 滚筒总=0.83 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 1000 1.7/ 300 n 滚筒 =108.2r/min=108.2r/min 7 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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

8、比范畴 I a=36；取 V 带传动比 I 1=24,就总传动比理时范畴为I a=624；故电动机转速的可选范畴为 nd=I a 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,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

9、；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=24合理）电动机型号Y132M2-6 1、总传动比： i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87 i总=8.87 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 （2） i总=i齿轮 i带据手册得i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86 i齿轮=3.86 i带=2.3 四、运动参数及动力参数运算 1、运算各轴转速 nIII =nII /i齿轮=417.39/3.86=108.13r/min nIII =108.13r/mi2、运算各轴的功率

10、KW）n 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 PI=4.92KW 3、运算各轴扭矩 N mm）PII =4.67KW PIII =4.48KW T 工作=9550 5.12/960=50.93 TI= T工作 带 i带=50.93 2.3 0.96=112.6 N mTI=112.6N mTII = T I i齿轮 轴承 齿轮=112.6 3.86 0.98 0.97=412.45 N mTIII =TII 轴承 联轴器=4

11、12.45 0.97 0.99=395.67 N8 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 五、传动零件的设计运算1. 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 8-10 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 准直径 dd1=100mm；dd1由课本表 8-6 和表 8-8 ,取小带轮的基2）验算带速 v；按课本式 8-13）验算带的速度 v= dd

12、1n1/ 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；依据课本式 准直径 dd2dd2=i 带 dd1=2.3 100=230mm 8-15a）,运算大带轮的基由课本表 8-8 ,圆整为 dd2=250mm 4. 确定带长和中心矩V=5.24m/s 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）dd2=340mm 取标准值 dd2=355mm Ld=1600mm =2 500+3.14 100+250）/2+250-100 ）2/4 50

13、0）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- L d0）/2=500+1400-1561）/2=425mm 5. 验算小带轮上的包角 1 1=180 0-d d2-d d1）/a 57.3 0=180 0-90 0适用）6. 确定带的根数 z 1）运算单根 V带的额定功率 pr；取 a0=500 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

14、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 F 0min 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/F 0min；Z=7 8. 运算压轴力 Fp 压轴力的最小值为 Fp）min=2zF0）min sin 1/2 ）=2 7 147 sin 146 /2 ）=1

15、968N F0=147N 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）；10-1 挑选小齿轮和大齿轮材料为45 钢调2）材料挑选；由表课本表质）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 按齿面接触疲惫强度设计 由设计运算公式 10-9a）ZE 2/ du H1/3 21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/n 1 =95.5 10 6 4.92/342.86=1

16、37041 N mm3由课本表 10-7 选取齿款系数 d=1 1/2 ZE=189.8MPai齿=3.86 4由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数5由课本tu 10-21按齿面硬度查得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；Z1=24 Z2=77 T1=137041N mm6）由课本式 10-13 运算应力循环次数NLNL1=60n1jL h=60 342.86 1 16 300 10 8=9.874 10NL2=NL1/i=9.874 10 8/3.86=2.558 10 8 7）由图课本 10-19 取接触疲惫寿命系

17、数KHN1=0.96 K HN2=0.98 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 H 较小的值HlimZ1=600Mpa H 1= K HN1Hlim1/S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa HlimZ2=550Mpa H 2= K HN2Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa 8 NL1=9.874 108 NL2=2.558 10=539Mpa 2运算1）试算小齿轮分度圆直径 dd1,代入 dd12.32KT1u+1ZE 2/ du H 2 1/3 10 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 17 页精选学习

18、资料 - - - - - - - - - =2.32 1.3 1.37 10 5 1/3KHN1=0.96 =71.266mm KHN2=0.98 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 1.408/1.3 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FE1=500MP

19、a；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 3运算弯曲疲惫许用应力；KFN1=0.85 K FN2=0.88 取弯曲疲惫安全系数S=1.4,由课本式 运算载荷系数 K K=KA 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 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.764 7）运算大、小齿轮的YFa YSa/ F m2.22mm YFa1 Y Sa1/ F 1=2.65 1.58/303.57=0.0137

20、9 YFa2 Y Sa2/ F2=2.226 1.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大；8设计运算11 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - m 2 1.37 1.37 10 5 0.01644 /1 24 2 1/3 =2.2mm 对比运算结果,由齿面接触疲惫强度运算的模数m大于齿根弯曲疲惫强度运算的模数 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

21、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d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mm1）运算分度圆直径 d1= z 1m=30 2.5=75mm d2= z 1m=116 2.5=290mm 2）运算中心距 a=d 1+ d 2）/2=75+290）/2=183mm 3）运算齿轮宽度 b= d d 1=1 75=75mm取 B2=75mm ,B1=80mm 六、轴的

22、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/min T2=397656N mm PI 输=4.92 0.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 N mm 2、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=2022N Ft2=2T2/d 2=2 397656/355=2022N Fr2=826N Fr2= Ft2tan20 =2022 0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm

23、Ft1=2401N Ft1=2T1/d 1=2 100871/84=2401N Fr1=729N Fr1=Ft1tan20 =2401 0.3642=729N 4、初步确定轴的最小直径45 钢,调dmin2=39.04mm 先按课本式 15-2）初步估算轴的最小直径；选取的材料为制处理；依据课本表15-3 ,取 A0=112,于是得dmin2= A0PII输/ n2）1/3=112 4.58/108.13 ）1/3=39.04mm dmin1=25.32mm dmin1= A 0P1 输/ n1）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

24、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14-1 ,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3 ,就 Tca= KAT2=1.3 397656=516952.8 N mm12 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 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

25、度 L1=58mm；6、轴承的挑选 深 沟 球 轴 承初步挑选滚动轴承；因轴承只受径向力的作用,应选用深沟球轴承；参 213 , 其 尺 寸 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 d D T=65mm 沟球轴承 213,其尺寸 d D T=65mm 120mm 23mm； 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

26、 与轴的协作为 H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸12mm 8mm 50mm,半联轴器参考课本表 15-2 ,取轴端倒角为 2 45 ；9、求轴上的载荷 1 轴13 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 2 轴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环ca1=0.27MPa 变应力,取 =0.6 ,轴的运算应力 ca1=M1 2+ T1）2 1/2 /W=81263.382+0.6 10087

27、1）2 1/2 /1 84 3）ca2=5.96MPa =0.29MPa 2 1/2 /W=76462.382+0.6 397656）2 1/2 /33656.9 轴承估计寿命 576000h ca2=M12+ 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；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1、运算输入轴承f P=1.5 运算当量载荷 P1、P2 依据课本 P263表11-9）取 f P=1.5 PI=1558.5N PII =1466.25

28、N 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 Lh1=3.67 10 14h Lh2=1.99 10 15h Lh=10 6C 3/60nP3 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由课本式

29、 6-1） p=2T 10 3/kld ）确定上式中各系数 TI=100.871N m TII =397.656N m k1=0.5h 1=0.5 12mm=6mm k1=6mm k2=4mm l 1= 51mm l 2=38mm k2=0.5h 2=0.5 8mm=4mm l 1=L1-b 1=63mm-12mm=51mm d1=70mm d2=38mm l 2=L2-b 2=50mm-12mm=38mm d1=70mm d2=38mm p1=6.93MPa p2=109.24 p1=2TI 10 3/k 1l 1d1）=2 74.22 10 3/6 51 70）MPa =6.93MPa p

30、=100-120 p2=2TII 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 p2 p 满意要求所以 p1 p 15 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页,共 17 页精选学习资料 - - - - - - - - - 九、箱体设计名称 符号 尺寸 mm）机座壁厚 9 机盖壁厚 1 9 机座凸缘厚度 b 13 机盖凸缘厚度 b1 13 机座底凸缘厚度 b2 22 地脚螺钉直径 df 22 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 机盖与机座联接螺栓直径 d2 12 联

31、轴器螺栓 d2 的间距 l 150 轴承端盖螺钉直径 d3 8 窥视孔盖螺钉直径 d4 6 定位销直径 d 8 df ,d1, d2 至外机壁距离 C 1 26, 22, 16 df , d2 至凸缘边缘距离 C2 25, 15 轴承旁凸台半径 R1 24 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 16 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页,共 17 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：年月日17 / 17 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页,共 17 页