機械設(shè)計課程設(shè)計_一級圓柱齒輪減速器說明書_(1)

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計內(nèi)裝：1. 設(shè)計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張（A1）3. 軸零件圖一張（A3）4. 齒輪零件圖一張（A3） 機 械 工 程 系 06汽車（2） 班級設(shè)計者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期： 2009年3月1日 成績：_安 陽 工 學(xué) 院1課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書設(shè)計題目帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計學(xué)生姓名彭亞南所在院系機械工程系專業(yè)、年級、班06汽車（2）班設(shè)計要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產(chǎn)。允許輸送帶速度誤差為±。輸送帶拉力F= 2.5kN；輸送帶速度V=1.

2、7m/s ；滾筒直徑D=300mm 。學(xué)生應(yīng)完成的工作： 1編寫設(shè)計計算說明書一份。2減速器部件裝配圖一張(A0或A1)；3繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻閱讀： 1.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書2.機械設(shè)計圖冊3.機械設(shè)計手冊4.機械設(shè)計工作計劃：1. 設(shè)計準備工作 2. 總體設(shè)計及傳動件的設(shè)計計算3. 裝配草圖及裝配圖的繪制4. 零件圖的繪制5. 編寫設(shè)計說明書任務(wù)下達日期： 2009 年 2 月 15 日 任務(wù)完成日期： 2009 年 3 月 1 日指導(dǎo)教師（簽名）： 學(xué)生（簽名）：彭亞南帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計摘 要：齒輪傳動是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任

3、意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù)方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設(shè)計的就是一種典型的一級圓柱直齒輪減速器的傳動裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度約為240HBS，大齒輪材料為4

4、5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。關(guān)鍵詞：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器目 錄機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書1. 一、課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書1 二、摘要和關(guān)鍵詞22.一、傳動方案擬定3各部件選擇、設(shè)計計算、校核二、電動機選擇3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6五、傳動零件的設(shè)計計算7六、軸的設(shè)計計算10七、滾動軸承的選擇及校核計算12八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算13九、箱體設(shè)計14機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計內(nèi)裝：1. 設(shè)計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張（A）3. 軸零件圖一張（A）4

5、. 齒輪零件圖一張（A） 機 械 工 程 系 06汽車（2） 班級設(shè)計者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期： 2009年3月1日 成績：_安 陽 工 學(xué) 院計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，單向運轉(zhuǎn)，小批量生產(chǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2.5kN；帶速V=1.7m/s；滾筒直徑D=300mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×3軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.96×0.983&

6、#215;0.97×0.99×0.96=0.83(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/（1000總）=2500×1.7/（1000×0.83）=5.12KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.7/×300=108.2r/min按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒n筒=（624）×108.2=649.42

7、597.4r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：由機械設(shè)計手冊查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選n=1000r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y13M2-6。其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/108.2=8.872、分配各級偉動比（1） 據(jù)指導(dǎo)書

8、P7表1，取齒輪i帶=2.3（V帶傳動比I1=24合理）（2） i總=i齒輪×i帶i齒輪=i總/i帶=8.87/2.3=3.86四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n電機=960r/minnII=nI/i帶=960/2.3=417.39(r/min)nIII=nII/i齒輪=417.39/3.86=108.13(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）PI=P工作×帶=5.12×0.96=4.92KWPII=PI×軸承×齒輪=4.92×0.98×0.97=4.67KWPIII=PII×軸承

9、×聯(lián)軸器=4.67×0.97×0.99=4.48KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）T工作=9550×5.12/960=50.93TI= T工作×帶×i帶=50.93×2.3×0.96=112.6N·mTII= TI×i齒輪×軸承×齒輪=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·mTIII=TII×軸承×聯(lián)軸器=412.45×0.97×0.99=395.67N·五

10、、傳動零件的設(shè)計計算1.確定計算功率PC由課本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)PC、n1由課本圖8-10得：選用A型3. 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。1）初選小帶輪的基準直徑dd1由課本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=100mm。2）驗算帶速v。按課本式（8-13）驗算帶的速度v=dd1n1/（60×1000）=×100×1000/（60×1000）=5.24m/s在5-30m/s范圍內(nèi)，帶速合適。3）計算大齒輪的基準直徑。根據(jù)課本式（8-15a），計算大帶輪的基準直

11、徑dd2dd2=i帶·dd1=2.3×100=230mm由課本表8-8，圓整為dd2=250mm4.確定帶長和中心矩1）根據(jù)課本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由課本式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）1561mm由課本表8-2選帶的基準長度Ld=1400mm按課本式（8-23）實際中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm5.驗算

12、小帶輪上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（250-100）/427×57.30=1520>900（適用）6. 確定帶的根數(shù)z1）計算單根V帶的額定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min根據(jù)課本表8-4a得P0=0.988KW根據(jù)n1=960r/min，i帶=3.4和A型帶，查課本表（5-6）得P0=0.118KW根據(jù)課本表8-5得Ka=0.91根據(jù)課本表8-2得KL=0.99由課本P83式（5-12）得Pr=（P0+P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0

13、.99=0.996kw2)計算V帶的根數(shù)z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圓整為7根7.計算單根V帶的初壓力的最小值(F0)min由課本表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242N=147N應(yīng)使帶的實際初拉力F0>(F0)min。8.計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2&#

14、215;7×147×sin（146°/2）=1968N2、齒輪傳動的設(shè)計計算1選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù)1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。2）材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS。3）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×3.86=92.64，取93。2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-9a）d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.32） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55&

15、#215;106×P1/n1=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm3)由課本表10-7選取齒款系數(shù)d=14)由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/25)由課本tu 10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 1=600MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim 2=550MPa；6）由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10)=9.874×108NL2=NL1/i=9.

16、874×108/3.86=2.558×108 7）由圖課本10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.988）計算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.96×600/1.0Mpa=576MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.98×550/1.0Mpa=539Mpa(2)計算1）試算小齒輪分度圓直徑dd1，代入H較小的值dd12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=2.32×1.3×1.37×105×（3+1）×189.8

17、2/(3.86×5392) 1/3=71.266mm2)計算圓周速度v。v=dd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s3）計算齒寬b。b=dd1=1×71.266mm=71.266mm4） 計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù)：m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm齒高：h=2.25m=2.25×2.969=6.68mmb/h=10.675） 計算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.28m/s，7級精度，由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.07；直齒輪，KHa=KFa

18、=1：由課本表10-2查得KA=1由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KH=1.316由b/h=10.67，KH=1.316查課本表10-13得KF=1.28：故載荷系數(shù)K=KA×KV×KHa×KF=1×1.07×1×1.316=1.4086)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=71.266 ×(1.408/1.3) 1/3=73.187mm7)計算模數(shù)m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3.按齒根彎曲強度設(shè)計由課

19、本式（10-5）得彎曲強度的設(shè)計公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.883)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPaF2= KFN2FE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa4)計算載荷系數(shù)K K=KA×KV&#

20、215;KFa×KF=1×1.07×1×1.28=1.375)取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.7647） 計算大、小齒輪的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.65×1.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2/F2=2.226×1.764/238.86=0.01644大齒輪的數(shù)值大。8)設(shè)計計算 m2×1.37×1.37×105×0.01644 /(1

21、×242) 1/3 =2.2mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.2并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度的的分度圓直徑d1=73.187，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=73.187/2.5=30大齒輪的齒數(shù)z2=3.86×30=116這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 d1= z1m=30×2.5=7

22、5mm d2= z1m=116×2.5=290mm（2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）計算齒輪寬度 b=d d1=1×75=75mm取B2=75mm ，B1=80mm六、軸的設(shè)計計算輸出軸的設(shè)計計算1、兩軸輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)數(shù)n和轉(zhuǎn)矩TPII輸=4.67×0.98=4.58kwn2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/minT2=397656N·mmPI輸=4.92×0.98=4.82 kwn1=417.39 r/minT1=100871 N·mm2、求作用在齒輪上的力因已

23、知低速大齒輪的分度圓直徑為d2=355mmFt2=2T2/d2=2×397656/355=2011NFr2= Ft2tan20°=2011×0.3642=825N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d1=84mmFt1=2T1/d1=2×100871/84=2401NFr1=Ft1tan20°=2401×0.3642=729N4、初步確定軸的最小直徑 先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得dmin2= A0（PII輸/ n2）1/3=112×（4.58/

24、108.13）1/3=39.04mmdmin1= A0（P1輸/ n1）1/3=112×（4.82/417.39）1/3=25.32mm5、聯(lián)軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故選聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca= KAT2=1.3×397656=516952.8 N·mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩條件，查機械設(shè)計手冊，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000 N·mm。聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸

25、器與軸配合的轂孔長度L1=58mm。6、軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝球軸承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。7、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×

26、;50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.8、確定軸上圓角尺寸參考課本表15-2，取軸端倒角為2×45°。9、求軸上的載荷1軸2軸按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)課本式（15-5）及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計算應(yīng)力ca1=M12+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6×100871）2 1/2/（1×843） =0.29MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6×397656）2 1/2/336

27、56.9 =6.28 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由課本表15-1查得-1=60MPa。因此ca1ca2-1，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命16×360×10=576000小時1、計算輸入軸承（1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本P263表（11-9）取f P=1.5根據(jù)課本P262（11-6）式得PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5NPII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25

28、 N (3)軸承壽命計算深溝球軸承=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=106×44.8×106 3/60×320×(1.5×1558.5) 3=3.67×1014h>57600hLh2=106C3/(60nP23)=106×44.8×106 3/60×70.8×(1.5×1466.25) 3=1.99×1015h>57600h預(yù)期壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由課本式（6-1）p=2T×103/（kld）確定上式

29、中各系數(shù)TI=100.871N·mTII=397.656N·m k1=0.5h1=0.5×12mm=6mmk2=0.5h2=0.5×8mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmp1=2TI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）=6.93MPap2=2TII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）=109

30、.24 MPa由課本表6-2p=100-120所以p1p p2p 滿足要求九、箱體設(shè)計名稱符號尺寸（mm）機座壁厚9機蓋壁厚19機座凸緣厚度b13機蓋凸緣厚度b113機座底凸緣厚度b222地腳螺釘直徑df22地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 150軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126, 22, 16df， d2至凸緣邊緣距離C225, 15軸承旁凸臺半徑R124凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離110齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機