机械设计减速器课程设计说明书模版.doc

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1、机 械 设 计课 程 设 计 说 明 书设计题目：带式运输机的一级减速器设计。选题说明：按照教师要求，请在机械设计课程设计任务书中选题进行设计。 学 院 德州学院 专 业 机械制造与自动化 班 级 09机专一 学 号 200911704132 姓 名 文宝 指导教师 （签字） 年 月 日机电工程系（盖章） 目 录1.机械设计课程设计任务书12.电动机选择23.计算总传动比及分配各级的伟动比34.运动参数及动力参数计算35.传动零件的设计计算36.轴的设计计算77.滚动轴承的选择及校核计算108.键联接的选择及校核计算129.减速器的润滑12心得与体会13参考文献141.机械设计课程设计任务书一

2、、 设计题目：带式传输机的传动装置题目数据：F=1150N,v=1.6m/s,D=260m/s二、 运输机工作条件工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制；设计任务1进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2 电动机功率及传动比分配，3 主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5 装配图的设计要点及步骤等。6 设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书三、 设计成果要求1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张；2. 零件工作图2张；3. 设计计算说明书1份。设计正文：1.电动机选择（F=1150N,v=1.6m/s,D=2

3、60m/s）1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=11501.6/10000.85=2.18KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.6/260=117.52r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）117.52=70

4、5.22820.7r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，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：如指导书P15页第一表。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，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根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Y100L1-4。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。3.计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/117.52=12.082、分配

5、各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=12.08/6=2.0144.运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1420r/minnII=nI/i带=1420/2.014=705.12(r/min)nIII=nII/i齿轮=705.12/6=117.52r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.18KWPII=PI带=2.180.96=2.0928KWPIII=PII轴承齿轮=2.09280.980.96=1.9689KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI

6、/nI=9.551062.18/1420=14661.267NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062. 0928/705.12=28344.5NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551061.9689/117.52=15999.8Nmm5.传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由上已知，电动机功率P=2.2kw,n=1420r/min,i=2.014,工作情况系数KA=1.2，每天工作12个小时。故：（1）确定计算功率Pca由表8-7查得工作系数KA=1.2,故Pca=KAP=1.22.2=2.64kw(2)选择V带的带型，根

7、据Pca和n,由图8-10选用A型。（3）确定带轮的基准直径dd,并验算带的速速v：1）初选小带轮的基准直径dd1，由表8-6和表8-8，取带轮的基准直径dd1=（80-100）间取95mm2)验算带速V，按式子8-13验算带的速度：v=(3.14 dd1n1)/(601000)=3.14951420）/（601000）=7.05m/s,由于5m/sV30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径，根据式子8-15a,计算大带轮的基准直径dd2。dd2=i dd1=2.01495=191.33mm,根据表8-8，圆整为dd2=215mm4)确定V带的中心距a和基准长度Ld.(1)根据式子8-

8、20，确定中心距a,推出0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）推出：154a0440，因此取a0=300mm(2)由式子（8-22），计算所需的基准长度Ld0=2a0+(/2)(dd1+dd)+(dd1+dd)/（4a0）=2300+(3.14/2)(95+125)+(125-95) /（4300）=946.33mm 由表8-2取所选的基准长度Ld=900mm（3）式子8-3计算实际中心距a:a=a0+(dd1+dd)/2=300+(900-946.33)/2=323mm5)盐酸小带轮的包角&=180-（dd1+dd）（57.3/2）=180-（125-95）（57.3/323）=1

9、74.6906）计算带的根数由dd0=95mm和n1=1420r/min,查表8-4a,P0=1.195kw根据n1=1420r/min,i=2.014和A型带查表8-4b , P0=0.17kw查表8-5得：K&=0.99，查表8-2得kl=0.99于是Pr=( P +P0)0.990.99=(1.195+0.17)0.990.99=1.3112kw(2)计算V带的根数z,z=Pca/ P0=2.64/1.31=2.01故取3根7）计算单根V带的出拉力最小值F0min由表8-3得A型带的单位长度度量q=0.1kg/m,所以F0min=（300（2.5-0.99）2.64/(0.9937.05

10、)）+0.17.05 =62N应使带的实际初拉力F0(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2362sin（175/2）=371.6N3、斜齿圆柱齿轮的传动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，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮的材料为45 Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料的硬度差为40HBS,精度等级仍选用七级精度。3）选小齿轮齿数 z1=20，大齿轮齿数z2=80。4）选取螺旋角，初选螺旋角=1402按

11、齿面接触疲劳强度设计按式10-21计算d1t2(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.62） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55105P1/n1=95.51051.9689/117.52=29525.47Nmm3)由课本表10-7选取齿宽系数d=14)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)由课本图 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60117.52

12、1 (21230015)=8.46107NL2=8.46107/4=2.12107 7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.988）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.95600/1.0Mpa=540MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.95550/1.0Mpa=522.5Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H较小的值D1t38.21mm2)计算圆周速度v。v=d1tn1/（601000）=3.1438.2117.52/（601000）=0.24m/s3）计算齿宽及模数mb=dd1=

13、138.2mm=38.2mm模数：m= d1tcos/Z1=1.85mm齿高：h=2.25m=2.252.969=4.17mmb/h=10.2计算纵向重合度=0.318*d*ztan=0.318120tan14=1.58574） 计算载荷系数。根据v=0.24m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.02；直齿轮，KHa=KFa=1.2：由课本表10-2查得KA=1KHB=1.423 KFB=1.34故载荷系数K=KAKVKHaKF=1.7526)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）d1= d1t(K/Kt) 1/3=42.91(1.7417/1.3

14、) 1/3=47.30mm7)计算模数m：m=d1cos/z1=47.3cos140/20=2.2947mm3.按齿根弯曲强度设计由课本式（10-17）得弯曲强度的设计公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3确定公式内的各计算参数：1计算载荷系数：K= KAKVKFKF=1.6402.根据纵向重合度=1.5857，从图10-28查的螺旋角影响系数Y=0.843.计算当量齿数：Zv1=Z1/cos =21.89，Zv2=Z2/cos =87.574.查取齿形系数：由表10-5查得YFA1=2.72,YFA2=2.225.查取校正系数：由表10-5插得YsA1=1.57, YssA2=

15、.77计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数S=1.4由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=1.72 KFN2=1.803)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=1.22500/1.4=614.2MPaF2= KFN2FE2/S=1.80380/1.4=488.5MPa4）YFa1 YSa1/F1=2.721.57/614.2=0.00695YFa2 YSa2/F2=2.221.77/488.5=0.0080

16、4大齿轮的数值大。8)设计计算m21.64029525.470.84cos21400.00804 /(12021.6) 1/3 =1.002mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，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=2.0mm，按接触强度的的分度圆直径d1=47.3，算出小齿轮的齿数z1=d1cos/m=47.3cos140/2=30.6大齿轮的齿数z2=431=1244.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m/cos

17、=312/cos140=63.898mm d2= z2m/cos=1242/cos140=255.592mm（2）计算中心距 a=（Z1+ Z2）m/2cos=（31+124）2/2（cos140）=159.745mm，故将中心距圆整为160mm（3）计算齿轮宽度 b=d d1=163.898=63.898mm取B1=65mm ，B2=70mm（4）按圆整后的中心距修正螺旋角：2=arccos(z1+z2)*m/(2a)=14,因为值改变不大，故参数不必修正结构草图：6.轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表1

18、0-2，取c=115d115 (2.0928/705.12)1/3mm=16.526mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=16.526(1+5%)mm=17.35选d=18mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=18mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=18+221.5=24mmd2=24mm初选用7305c型角接触球轴承，其内径为25mm,

19、宽度为15mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+15+55）=92mmIII段直径d3=30mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=40mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=30+23=36mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（25+3

20、2）=31mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=25mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm结构草图：(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=63mm求转矩：已知T2=29525.47Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=937.3165N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=937.72tan20=341.15N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=170.58NFAZ=

21、FBZ=Ft/2=468.67N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=178.5850=8.53Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=468.6650=23.4Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(8.532+23.42)1/2=24.94Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=28.34Nm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=24.942+(128.34)2

22、1/2=37.75Nm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=37.754/0.1303=13.897MPa -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=112dc(P3/n3)1/3=11(1.9689/117.52)1/3=28.65mm取d=29mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定

23、位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7206c型角接球轴承，其内径为30mm，宽度为16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=255.92mm求转矩：已知T3=55.685Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=255.685/255.92=106.67N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=106

24、.67*tan20=38.823N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=38.823/2=19.41NFAZ=FBZ=Ft/2=106.677/2=53.33N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=19.4149=0.951Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=53.33*49=2.6316Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（0.9512+2.6132）1/2=2.78Nm(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=2.78

25、2+(155.685)21/2=55.754Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=55.754/(0.1403)=8.7Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够结构草图：7.滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命365*12*10=43800小时1、计算输入轴承（1）已知n=705.12r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=468.658N初先两轴承为角接触球轴承7205AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=295.255.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压

26、紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=295.255.1N FA2=FS2=295.255.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=295.255N/458.658N=0.63FA2/FR2=295.255N/458.658N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR243800h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=117.52r/minFa=0 FR=FAZ=53.33N试选7206AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.6353.33=33.6N(2)计算轴向载荷FA

27、1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=33.6N(3)求系数x、yFA1/FR1=33.6/55.3=0.63FA2/FR2=33.6/55.3=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR2438000h此轴承合格8.键联接的选择及校核计算轴径d1=18mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=28.34Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=4283

28、40/18742=17.526MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=30mm L3=48mm T=55.681Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=455680/30838=20.932Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap9.减速器

29、的润滑1 润滑的选择确定润滑方式1.齿轮V=1.212 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑2.轴承采用润滑脂润滑3.润滑油牌号及用量.齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L左右4.轴承润滑选用2L3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2为宜密封形式1.)箱座与箱盖凸缘接合面的密封,选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2).观察孔和油孔等处接合面的密封,在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.)轴承孔的密封,闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封4.)轴承靠近机体内

30、壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部减速器附件的选择确定列表说明如下名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 931987 螺母安装3M10GB 61701986油标尺测量油面高度1组合件通气器透气14箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁

31、距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm主动轴承端盖外径=105mm从动轴承端盖外径=130mm地脚螺栓M16，数量6根 nI =1420r/minnII=705.12r/minnIII=117.52r/minPI=2.18KWPII=2.0928KWPIII=1.9689KWTI=14661.267NmmTII=28344.5mmTIII=1599.8Nmmdd2=129.3mm取标准值dd2=125mmn2=480r/minV=5.03m/s154mma0440mm取a0=3000Ld=900mma0=300m

32、mZ=3根 i齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8Nmmx1=1y1=0x2=1y2=0x1=1y1=0x2=1y2=0Lh =654846.84h故轴承合格A型平键87p=17.526MpaA型平键108p=20.932MpaA型平键1610p =60.3Mpa心得与体会 总结机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.刚开始在机构设计时.可是我从不同的机架位置得出了不同的结果,令我非常苦恼.后来在钱老师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对四连杆机构的

33、运动分析有了更进一步的了解.在传动系统的设计时,面对功率大,传动比也大的情况,我一时不知道到底该采用何种减速装置.最初我选用带传动和蜗杆齿轮减速器,经过计算,发现蜗轮尺寸过大,所以只能从头再来.这次我吸取了盲目计算的教训,在动笔之前,先征求了钱老师的意见,然后决定采用带传动和二级圆柱齿轮减速器,也就是我的最终设计方案.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.一来自己没有电脑,用起来很不方便;最可恶的是在此期间,一种电脑病毒”Word杀手”四处

34、泛滥,将我辛辛苦苦打了几天的文档全部毁了.那么多的公式,那么多文字就这样在片刻消失了, 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了四连杆执行机构和带传动以及齿轮,蜗杆传动机构的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!参考文献：1、 机械设计课程设计，孙岩等主编，北京理工大学出版社。2、 机械设计课程设计，银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出版社。3、 机械制图教材4、 机械设计基础教材5、 工程力学教材 6、其它机械类专业课程教材指导教师评语： 指导教师：成 绩 评 定