(单级减速器)机械设计基础课程设计说明书.pdf

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1、 机 械 设 计 课 程 设 计 计 算 说 明 书 设计题目：设计者：指导老师 设计时间：设计单位：目 录 一 课程设计任务书.2 二 设计要求.2 三 设计步骤.2 1.传动装置总体设计方案.2 2.电动机的选择.3 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比.4 4.齿轮的设计.6 5.滚动轴承和传动轴的设计.8 附：两根轴的装配草图.16 6.键联接设计.18 7.箱体结构的设计.19 8.润滑密封设计.20 四 设计小结.20 五 参考资料.21 一 课程设计任务书 课程设计题目：设计带式运输机传动装置简图如下 1输送带 2滚筒 3联轴器 4减速器 5V 带传动 6电动机 1.设计条件：

2、1）机器功用 由输送带运送物料，如：沙石，砖，煤炭，谷物等；2）工作情况 单项运输，载荷轻度振动，环境温度不超过40；3）运动要求 输送带运动速度误差不超过 7%；4）使用寿命 8 年，每年 350 天，每天 8 小时；5）检修周期 一年小修，三年大修；6）生产厂型 中小型机械制造厂；7生产批量 单件小批量生产；2.原始数据：运送带工作拉力 F/KN 运输带工作速度 v/(m/s)卷筒直径 D/mm 5 190 二.设计要求 1.减速器装配图一张。三视图，A1 图纸 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。A3 图纸 3.设计计算说明书一份。三.设计步骤 1.传动装置总体设计方案 1外传动机构为 V 带

3、传动。2减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3)方案简图如下列图：1输送带；2滚筒；3联轴器；4减速器；5V 带传动；6电动机 4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择 1选择电动机的类型 按工

4、作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。2选择电动机的容量 工作机的有效功率为 kwvPw6F 从电动机到工作机传送带间的总效率为 543321 由机械设计课程上机与设计表 9-1 可知：1：V 带传动效率 0.96 2：滚动轴承效率 0.99球轴承 3：齿轮传动效率 0.97 7 级精度一般齿轮传动 4：联轴器传动效率 0.99弹性联轴器 5 所以电动机所需工作功率为 kwPPwd98.686.06 3确定电动机转速 按表 5-1 推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比81i而工作机卷筒轴的转速为 sDvnw/rad219.02.1 所以

5、电动机转速的可选范围为：min)960120(min120)81(rrninwd综 合 考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 750minr的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程上机与设计表16-2 选定电动机型号为 Y160L-8。其主要性能如下表：电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min)额定转矩启动转矩 额定转矩最大转矩 Y160L-8 720 i并分配传动比(1).总传动比i为 6120720wmnni(2).分配传动比 iii 考虑润滑条件等因素，初定 2i 3i 1).各轴的转速 I 轴 min720 rnn

6、m II 轴 min360 rinn III 轴 min120rinn 卷筒轴 min120 rnnw 2).各轴的输入功率 I 轴 kwPPd98.6 II 轴 kwPP63.621 III 轴 kwPP37.623 卷筒轴 kwPP24.624 卷 3.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩dT为：mmNnPTmdd4661026.972098.61055.91055.9 I 轴 mmNTTd41026.9 II 轴 mmNiTT5211076.1 III 轴 mmNiTT 5231007.5 卷筒轴 mmNTT5241097.4卷 将上述计算结果汇总与下表，以备查用 轴名 功率 P/kw 转

7、矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比i 效率 I 轴 41026.9 720 2 II 轴 51076.1 360 3 III 轴 51007.5 120 1 卷筒轴 51097.4 120 1）选定材料及确定许用应力(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)材料选择。由机械设计基础表 11-1 选择小齿轮材料为 45 钢调质，硬度为 280HBS，MPa6001limH,MPa450FE,大齿轮为 45 钢正火，硬度为 240HBS，MPa3801limH,MPa320FE,二者材料硬度差为 60HBS。(3)由机械设计基础表 11-5,取25.1SH，6.1SF，

8、MPaPa480M25.1600SHHlim1H1 MPaPa304M25.1380SHHlim2H2 MPaPa25.281M6.1450SFFE1F1 MPaPa200M6.1320SFFE2F2 2）按齿面接触强度设计 设齿轮按 7 既精度制造，取载荷系数为 1.3。齿宽系数8.0d(机械设计基础表 11-6)小齿轮上的转矩 mmNnPT552511076.136063.6105.95105.95 取 Z=188(机械设计基础表 11-4)mm90)4805.2188(3138.01076.13.12)Z(1223523H11HEdZuuKTd 齿数取25z1，则75z3z12 模数mm

9、mmz6.32590dm11 齿宽mmmmdd72908.0b1 取mm75b,mm80b21,按机械设计基础表4-1 取 m=3.75mm,实际的 mmmz75.9375.325d1 mmmm25.28175.375d2 中心距mmmmdd5.187225.28175.932a21 3）验算齿轮弯曲强度 齿形系数由机械设计基础图11-8 和图 11-9 可得 75.2Y1Fa，6.1Y1Sa 26.2Y2Fa，75.1Y2Sa 校验：MPaMPaaMzbmYYKTFSa25.2815.79P2575.3726.175.21076.13.1221251211Fa11F MPaMPaMPaYYY

10、YSaFasaFaF20045.716.175.275.126.25.79F211221F2 校验合格 4计算齿轮圆周速度v sndv/m7.11000603609010006011 5）齿顶高、齿根高和齿高等计算 mmmmm4375.875.325.225.2h mmmhaa75.3h*mmmmmha6875.475.3)25.01()ch*f（6基圆直径 1122cos72cos 2067.7,cos360cos 20338.3ddmm ddmm 汇总计算结果如下表：(一).高速轴的设计.输在轴上的功率P、转速n和转矩T 由上可知：kwP63.6，min360 rn，mmNT51076.1

11、.求作用在齿轮上的力 因已知高速小齿轮的分度圆直径 mmmz605.224d1 圆周力：NdTFt3.187721 径向力：NNFFtr3.68320tan3.1877tan 小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径 d 齿顶高ah 齿根高fd 齿全高 h 齿顶圆直径ad 齿根圆直径fd 基圆直径bd 中心距 a 传动比 i 3 轴向力:0F a.初步确定轴的最小直径 材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计基础表 14-2，取110C，于是mm05.2936063.611033minmmnPd，由 于 键 槽 的 影 响，故mmdd9.2903.1minmin 输出轴的最小直径显然是安装带轮处

12、的直径1d，取mmd351，根据带轮结构和尺寸，取mml501。.齿轮轴的结构设计 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足带轮的轴向定位要求，1 段右端需制出一轴肩，故取 2 段的直径mmd422；2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mmd422，查手册选取单列角接触球轴承7009AC，其尺寸为mmmmmmBDd167545，故mmdd4573。3).由 小 齿 轮 尺 寸 可 知，齿 轮 处 的 轴 端 4 的 直 径mmd504，mm773804mml。轴肩高度dh07.0，故取mmh4，则轴肩处的直径

13、mm58d5。4).轴承端盖的总宽度为mm23(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml18，故mml412。5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得 mm333l 至此，已初步确定了轴的各段和长度。1 段 d1=35mm L1=50mm 2 段:d2=d1+7=42mm L2=41mm 3 段 d3=d2+3=45mm L3=33mm 4 段 d4=d3+5=50mm L4=77mm 5 段 d5=d4+5=58mm.L5 6 段 d6=51 mm L6=7 mm 7 段 d7=d3=45mm L7=1

14、4mm (2).轴上零件的周向定位 由 机械设计课程上机与设计 表 11-1 查得带轮与轴的周向定位采用平键连接。按1d平键截面mmmmmmhb36810L。齿轮与轴的连接，选用平键截面mmmmmmhb63914L，滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2，取轴端圆角452。.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。1)求垂直面的支撑反力 FrFtxyzFAYFAZFAZFAYMC1MC2MCTN64.34122F2Fr11VFLdLFar NFFVrV

15、64.341F12 2)求水平面的支撑反力 NNFtHH65.93823.6832FF21 3）绘制垂直面的弯矩图 mNmNLFV27.2121245.064.3412M21C mNmNLFV27.2121245.064.3412M1C1 4)绘制水平面的弯矩图 mNmNLF43.5821245.065.9382MH1C2 5）求合成弯矩图 mNmN18.6243.5827.21MMMc222C22C1 6)求轴传递的转矩 mNmNFt88209375.03.18772dT1 7)求危险截面的当量弯矩 从图可以看出面 a-a 面最危险，其当量弯矩为：22)(MTMce取折合系数6.0，代入上式

16、得 mNmNe57.81)886.0(18.62M22 8）计算危险截面处的轴的最小直径 轴的材料为 45 钢，正火处理，由机械设计基础表 14-1 查得MPa600B由表 14-3 查得MPab551 mmmmMbe57.24551.01057.81 1.0d3331 考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%mmmm8.25%)51(57.24dmin 而实际设计的危险截面处的min8.2550ddmmmm 因此该轴符合要求(二).低速轴的设计.输出轴上的功率P、转速n和转矩T 由上可知kwP37.6，min120rn，mmNT 51007.5.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直

17、径 mmmm25.28175.375d2 圆周力：NdTFt3.360522 径向力：NFFtr2.1312tan 轴向力：0F a.初步确定轴的最小直径 材料为 45 钢，正火处理。根据机械设计基础表 14-2，取110C，于是mm34.4112037.611033minmmnPd，由 于 键 槽 的 影 响，故mmdd6.4203.1minmin 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径1d。为了使所选的轴直径1d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TKTAca，查机械设计表 14-1，取5.1AK，则：mNmmTKTAca 659N1007.53.15 按照计

18、算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 mN 1250。半联轴器的孔径 mmd45，故取mmd451，半联轴器长度mmL112，半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL84 .轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，1 段右端需制出一轴肩mmd126d12，故取 2 段的直径mmd522；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL112，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，故第1 段的长度应比L略短一些，现取mml1101 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向

19、力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据mmd522，查手册选取单列角接触球轴7011AC，其尺寸为mmmmmmBDd189055，故mmdd5563。3).取安装齿轮处的轴端第4 段的直径mmd604；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mml724。齿轮的右端采用轴肩定位，齿轮的轴向定位轴肩mmdd12645，取mmd655。轴环宽度hb4.1，取mml5.125。4).轴承端盖的总宽度为mm23(由减速器及轴承端盖的结构设计而定，由轴承 外 径D=90mm得mm10d3，而mmd1d

20、30，32.1ed,总 宽 度 为mmmmmme231211d0)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mml18，故mml412。5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，有设计轴的草图可得 mm363l 至此，已初步确定了轴的各段和长度。数据统计如下表：1 段 d1=45mm L1=110mm 2 段:d2=d1+7=52mm L2=41mm 3 段 d3=d2+3=55mm L3=36mm 4 段 d4=d3+5=60mm L4=72mm 5 段 d5=d4+5=65mm.L5 6 段 d6=d4=60 mm L6=7 mm 7 段 d7=d

21、3=55mm L7=16 mm (2).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。按4d由机械设计课程上机与设计表 11-1 查得齿轮与轴的连接，选用平键截面mmmmhb1118，键槽用键槽铣刀加工，长为mm63；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为mmmmmm90914。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表15-2，取轴端圆角452。.求轴上的载荷 L=122.5mm,K=106mm 1)求垂直面的支撑反力 N1.65622F2Fr11VFLdLFar NFFVrV1.656F12 3)

22、求水平面的支撑反力 NNFtHH65.180223.36052FF21 4)求 F 点在支点产生的反力 NNLKFF86531225.0106.010000F1 NFFF18653F12F 4绘制垂直面的弯矩图 mNmNLFV19.4021225.01.6562M21C mNmNLFV19.4021225.01.6562M1C1 5绘制水平面的弯矩图 mNmNLF4.11021225.065.18022MH1C2 6）F 力产生的弯矩图 mNmKFF1060N106.010000M2 危险截面 F 力产生的弯矩为：mNmNLFF53021225.086532M1aF 7求合成弯矩图 mNmN5

23、.6475304.11019.40MMMMc22aF2C22C1）（8)求轴传递的转矩 mNmNFt507228125.03.36052dT1 9)求危险截面的当量弯矩 从图可以看出面 a-a 面最危险，其当量弯矩为：22)(MTMae取折合系数6.0，代入上式得 mNmNe4.715)5076.0(5.647M22 9）计算危险截面处的轴的最小直径 轴的材料为 45 钢，正火处理，由机械设计基础表 14-1 查得MPa600B由表 14-3 查得MPab551 mmmmMbe67.50551.0104.715 1.0d3331 考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%mmmm2.53%)51

24、(67.50dmin 而实际设计的危险截面处的min2.5360ddmmmm 因此该轴符合要求 附：两根轴的装配草图如下 (三).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命hLH29200365108 计算输入轴承 (1).已知min360 rn，两轴承的径向反力NFFRR65.93821 由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力rSFF68.0 NFFFRSS3.63868.021 (2).因为21SaSFFF，所以0aF 故NFFSA3.63811，NFFSA3.63822 (3).68.011RAFF，68.022RAFF，查手册可得68.0e 由于eFFRA11，故0,111YX;eFF

25、RA22,故 0,122YX (4).计算当量载荷1P、2P 由机械设计基础表 16-9，取3.1pf，则 NFYFXfPArp1207)(111 NFYFXfPArp1207)(222 (5).轴承寿命计算 由于21PP，取NP1207，角接触球轴承，取3，1tf 查手册得 7009AC 型角接触球轴承的8.25rC，则 hLhhPCfnLHtH2920045215112072580013606010)(6010366）（故满足预期寿命。.计算输出轴承 (1).已知min120 rn，两轴承的径向反力NFFRR65.180221 由选定的角接触球轴承7011AC，轴承内部的轴向力rSFF68

26、.0 NFFFRSS8.125568.021 (2).因为21SaSFFF，所以0aF 故NFFSA8.122511，NFFSA8.122522 (3).68.011RAFF，68.022RAFF，查手册可得68.0e 由于eFFRA11，故0,111YX;eFFRA22,故 0,122YX (4).计算当量载荷1P、2P 由机械设计表 13-6，取3.1pf，则 NFYFXfPArp5.1593)(111 NFYFXfPArp5.1593)(222 (5).轴承寿命计算 由于21PP，取NP5.1593，角接触球轴承，取3，1tf 查手册得 7006AC 型角接触球轴承的2.35rC，则 2

27、92001497060)5.1593352001(1206010)(6010366HtHLhPCfnL 故满足预期寿命。.带轮与输入轴间键的选择及校核 轴径mmd35，轮毂长度mmL50，查手册，选 A 型平键，其尺寸为 mmb10，mmh8，mmL36(GB/T 1095-2003)现校核其强度：mmbLl28,mmNT51076.1 a8.89a28835/1076.1445MPMPdhlTp /9/6666666 查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。.输入轴与齿轮间键的选择及校核 轴径mmd50，轮毂长度mmL77，查手册，选 A 型平键，其尺寸为 mmb14，mmh9，

28、mmL63(GB/T 1095-2003)现校核其强度：mmbLl49,mmNT51076.1 MpaMpadhlTp9.3149950/1076.1445 查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。.输出轴与联轴器间键的选择及校核 轴径mmd45，轮毂长度mmL110，查手册，选 A 型平键，其尺寸为 mmb14，mmh9，mmL90(GB/T 1095-2003)现校核其强度：mmbLl76,mmNT51007.5 MpaMpadhlTp89.6576945/1007.5445 查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。.输出轴与大齿轮间键的选择及校核 轴径mmd60，

29、轮毂长度mmL72，查手册，选 A 型平键，其尺寸为 mmb18，mmh11，mmL63(GB/T 1095-2003)现校核其强度：mmbLl45,mmNT51007.5 MpaMpadhlTp28.68451160/1007.5445 查手册得MPap110，因为pp，故键符合强度要求。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67isH配合.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，同时为了防止油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm

30、 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗糙度为3.6 3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=10mm.体外型简单，拔模方便.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外表并用垫片加强密封，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

31、 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，以便到达体内为压力平衡.E 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.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.8.润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于5(1.5 2)10./minmm r，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50

32、号润滑，装至规定高度。油的深度为 H+1h，H=30 1h=34。所以H+1h=30+34=64。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接外表应精刨，密封的外表要经过刮研。而且，凸缘连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。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。四 设计小结 这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1机械设计是机械工业的基

33、础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械制图、机械设计基础、工程力学、机械制造、CAD 制图等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯穿，更加熟悉机械类知识的实际应用。2这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;稳固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。五 参考资料 祖 谢传锋 画法几何及机械制图 中国矿业大学出机械设计基础 高等教育出版社 主编 杨可桢 程光蕴 李仲生 机械设计课程上机与设计 东南大学出版社 主编 程志红 唐大放 工程力学 高等教育出版社 主编 单辉版社 主编 李爱军 陈国平