機械設計課程設計說明書一級減速器的設計

1、 機械設計課程設計機械設計課程設計說明書 一級減速器的設計 作者：北京航空航天大學自動化學院 *目錄機械零件課程設計任務書2一、傳動方案的確定2二、電動機的選擇、傳動系統的運動和動力參數21電動機的選擇22傳動比分配23各級傳動的動力參數計算24將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表2三、傳動零件的設計、計算21v帶傳動的設計22帶的參數尺寸列表23減速器齒輪（閉式、斜齒）設計2四、軸的設計與校核21軸的初步設計22i軸的校核23ii軸的校核2五、鍵聯接的選擇與校核21i軸外伸端處鍵聯接22ii軸外伸端處鍵聯接23ii軸與大齒輪配合處鍵聯接2六、軸承壽命校核21i軸軸承600622ii軸軸

2、承6006校核2七、潤滑與密封形式，潤滑油牌號及用量說明2八、箱體結構相關尺寸2九、減速器附件列表2十、參考資料2機械零件課程設計任務書一、題目a 設計帶式運輸機的傳動裝置傳動裝置簡圖如右圖所示（電動機的位置自己確定）。1運輸機的數據：運輸帶的工作拉力f=1100(n)運輸帶的工作速度v=1.6 (m/s)運輸帶的滾筒直徑d=300 (mm)滾筒輪中心高度h=300 (mm)(附：運輸帶繞過滾筒的損失用效率計，取效率=0.97）。2工作條件：鍋爐房運煤：三班制，每班工作四小時：空載啟動、連續(xù)、單向運轉、載荷平穩(wěn)。3使用期限及檢修期間隔：工作期限為十年，每年工作三百日；檢修期間隔為三年。1電動機

3、；2v帶傳動;3減速器（斜齒）；4聯軸器；5帶式運輸機4生產批量及生產條件：只生產幾臺，無鑄鋼設備。二、設計任務1選出電動機型號；2確定帶傳動的主要參數及尺寸；3設計該減速器；4選出聯接減速器輸出軸與運輸機軸的聯軸器。三、具體作業(yè)1減速器裝配圖一張；2零件工作圖兩張（大齒輪、輸出軸）；3說明書一份。一、傳動方案的確定方案a：采用一級帶傳動和一級閉式齒輪傳動。優(yōu)點：（1）帶傳動具有成本低，維護方便的優(yōu)點。（2）帶傳動有減震和過載保護功能。缺點：（1）外形尺寸大，傳動比不恒定。（2）效率較低，壽命短，不是在繁重的工作要求和惡劣的工作條件下工作。方案b： 采用一級閉式齒輪和一級開式齒輪傳動。 優(yōu)點：

4、（1）開始傳動成本低，安裝更換方便。（2）承載能力大，傳動穩(wěn)定，效率高。缺點：（1）壽命短，齒面磨損嚴重，需經常維護。（2）不適于高速重載的情況，工作條件也對齒面磨損程度影響很大。方案確定：綜上所述，我采用方案a，比較起來，方案a的減震和過載保護能力會很大程度上延長電機和減速器的壽命，減少維護費用。由于用來運煤，工作條件較惡劣，方案b中開式齒輪離傳送帶近，很容易卷入煤渣，影響工作，而帶傳動可以放置在較遠處。綜上所述，采用方案a。二、電動機的選擇、傳動系統的運動和動力參數計算項目計算內容計算結果1電動機的選擇工作機所需功率傳動效率實際需要功率工作機轉速電動機轉速由于帶傳動的傳動比，減速器，所以電

5、動機的轉速范圍611.42445.6r/min。常用的電動機轉速為750r/min, 1000r/min和1500r/min，而選用1500r/min較為經濟。綜上，電動機型號可選為y100l1-4型，其額定功率為2.2kw，滿載轉速1420r/min。y100l1-4型額定功率2.2kw滿載轉速1420r/min2傳動比分配總傳動比帶傳動比由 取減速器傳動比3各級傳動的動力參數計算各軸轉速（分別為小齒輪軸轉速和大齒輪軸轉速）各軸輸入功率各軸輸入轉矩 4將運動和動力參數計算結果進行整理并列于下表軸名功率p/kw轉矩t/knmm轉速r/min傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.0213.591

6、4202.80.96i軸1.9436.53507.14500.97ii軸1.88170.9101.431.00.95卷筒軸1.82167.5101.43三、傳動零件的設計、計算1v帶傳動的設計計算項目計算內容計算結果工作系數ka查表13-6得ka=1.2電動機計算功率pcv帶型號由，查圖13-15，選用a型普通v帶a型普通v帶計算項目計算內容計算結果大小帶輪基準直徑d2，d1取d1=90mm，又查表13-7，取d2=250mmd1=90mmd2=250mm驗證v帶帶速帶速 v在525m/s之內，合適。v=6.75m/sv帶基準長度ld和中心距a初步選取中心距a0=1.5(d1+d2)=515m

7、m取a=530mm 得帶長查表13-2，取ld=1800mm，得實際中心距，小帶輪包角的驗算合適。計算項目計算內容計算結果單根普通v帶的基本額定功率由n滿=1420r/min及d1=90mm，查表13-3得， 傳動比ii=2.78額定功率增量查表13-4得，包角修正系數由，查表13-5得，帶長修正系數由ld=1800mm，查表13-2得v帶根數z根數單位長度質量q查表13-1得，q=0.1kg/mq=0.1kg/m單根v帶的初拉力f0作用在帶輪上的壓力fq帶輪結構大帶輪采用腹板式，小帶輪采用整體式。2帶的參數尺寸列表計算項目計算內容計算結果a型帶小帶輪直徑d1/mm大帶輪直徑d2/mm中心距a

8、/mm帶長ld/mm902505801800帶根數z初拉力f0/n軸上載荷fq/n3107.06353減速器齒輪（閉式、斜齒）設計計算項目計算內容計算結果材料選擇由于結構要求緊湊，故大小齒輪最好選用硬齒面組合。而齒輪生產量有限，無鑄鋼設備，所以最好選用45號鋼，表面高頻淬火。硬度：4050hrc大小齒面都選用45號鋼，表面高頻淬火。（1）按齒面接觸疲勞強度初步計算接觸疲勞極限彎曲疲勞極限查表11-1，取大小齒輪接觸疲勞極限： 取1120mpa彎曲疲勞極限： 取700mpa=1120mpa計算項目計算內容計算結果安全系數、sh彈性系數、區(qū)域系數查表11-5，取=1.25、sh=1.0查表11-4

9、 =1.25、sh=1.0許用接觸應力許用彎曲應力載荷系數k查表11-3，取k=1.3k=1.3齒寬系數中型減速器，查表11-6 取大小齒輪齒數z2，z1取小齒輪齒數z1=19，則大齒輪齒數z1=19z2=95實際傳動比 i小齒輪轉矩計算項目計算內容計算結果模數mn初選螺旋角查表4-1，取mn=3mmmn=3mm確定中心距a取整數值確定螺旋角分度圓直徑d1，d2齒寬b1，b 取=50mm驗算齒面接觸強度安全計算項目計算內容計算結果（2）驗算彎曲強度彎曲極限查圖11-10，取小齒輪彎曲疲勞極限大齒輪彎曲疲勞極限 安全系數sf查表11-4，取sf=1.3sf=1.3許用彎曲應力當量齒數zv1，zv

10、2齒型系數yf1，yf2查圖11-9，取yf1=2.87，yf2=2.20yf1=2.87yf2=2.20齒輪圓周速度驗算彎曲強度 安全計算項目計算內容計算結果（3）齒輪其他傳動的參數端面壓力角齒頂高ha齒根高hf全齒高h頂隙cha=mn=3mmhf=1.25mn=3.75mmh=ha+hf=6.75mmc= hf-ha=0.75mmha= 3mmhf=3.75mmh= 6.75mmc= 0.75mm齒頂圓直徑dada1=d1+2ha=60+23=66mmda2=d2+2ha=300+23=306mmda1= 66mmda2= 306mm齒根圓直徑df1df1=d1-2hf=60-7.5=52

11、.5mmdf2=d2-2hf=300-7.5=292.5mmdf1=52.5mmdf2=292.5mm齒輪結構小齒輪為齒輪軸大齒輪為腹板式（4）齒輪傳動參數列表中心距a/mm模數mn/mm螺旋角端面壓力角t1803齒數齒寬/mm分度圓直徑/mmz1z2b1b2d1d21995555060300齒高/mm齒頂圓/mm齒根圓/mmhahfda1da2df1df233.756630652.5292.5計算項目計算內容計算結果（5）大齒輪結構簡圖（6）大齒輪結構尺寸參數列表ds(mm)dh=1.6ds(mm)lh=(1.21.5)ds(mm)b(mm)5080取7068c=0.3b(mm)=(2.54

12、)mn(mm)d0(mm) d(mm)取10取1016040計算項目計算內容計算結果四、軸的設計與校核1軸的初步設計材料選取選用45號鋼，表面高強度淬火處理45號鋼表面高頻淬火初估最小直徑i軸：ii軸：考慮到軸的削弱作用：考慮i軸連接帶輪，取di=22mm考慮ii軸連接聯軸器，取dii=24mmdi=22mmdii=24mm初選軸承i軸選用6006，d=30mm，b=19mmii軸選用6006，d=30mm，b=19mmi軸選6006ii軸選6006軸的結構設計根據軸上零件的定位及軸承等零件的標準確定軸結構如下圖：計算項目計算內容計算結果2i軸的校核小齒輪受力切向力徑向力軸向力 簡化為簡支梁垂

13、直面支撐反力垂直面彎矩圖水平面支撐反力水平面彎矩圖合成彎矩計算傳遞扭矩圖fqbbatimbftf2hmbvmavmavf1vf2vmafaftfafqmamahf1hfrfrtifq計算項目計算內容計算結果垂直面支撐反力垂直面彎矩計算水平面支撐反力水平面彎矩計算f產生的彎矩合成彎矩計算危險截面當量彎矩由合成彎矩圖，a-a與b-b截面均為危險截面，但由于ma與mb相差不大，但b多，故b-b更危險，只驗算b-b的當量彎矩。由于ti為不變的轉矩，取=0.6危險截面的校核45鋼的，則d值增大5%為23 .4mm本設計d取60mm 合適i軸結構合理計算項目計算內容計算結果3ii軸的校核大齒輪受力切向力徑

14、向力軸向力簡化為簡支梁垂直面支撐反力垂直面彎矩圖水平面支撐反力水平面彎矩圖合成彎矩計算傳遞扭矩圖aatiimamahftf2hf1hmavmavfamafrf2vf1vtiiftfrfa計算項目計算內容計算結果垂直面支撐反力垂直面彎矩計算 水平面支撐反力水平面彎矩計算合成彎矩計算危險截面當量彎矩由合成彎矩圖，a-a截面為危險截面， 驗算a-a截面的當量彎矩。由于ti為不變的轉矩，取=0.6危險截面的校核45鋼的，則 合適考慮到鍵槽對軸的削弱將d值增大5% d=1.0526.4=27.8mm軸實際取d=50mm 合適ii軸結構合理五、鍵聯接的選擇與校核材料選擇許用擠壓應力選用45號鋼，由表10-

15、10，取45號鋼1i軸外伸端處鍵聯接鍵的選擇選用圓頭普通平鍵（gb1096-79）根據di=22mm及外伸端長度，選擇鍵637，其中b=6mm，h=6mm，l=37mm，t=3.5mm，t1=2.8mm鍵637鍵的校核鍵選取合適2ii軸外伸端處鍵聯接鍵的選擇選用圓頭普通平鍵、雙鍵根據軸徑d=24mm及臺階長度，選擇鍵866，其中b=8mm，h=7mm，l=56mm，t=4.0mm，t1=3.3mm鍵1444鍵的校核鍵選取合適3ii軸與大齒輪配合處鍵聯接鍵的選擇選用圓頭普通平鍵（gb1096-79）根據dii=50mm及外伸端長度，選擇鍵1444，其中b=14mm，h=9mm，l=44mm，t=

16、5.5mm，t1=3.8mm鍵1456鍵的校核鍵選取合適六、軸承壽命校核1i軸軸承6006軸承受力圖溫度系數ft載荷系數fp由表16-9，取ft=1由表16-10，取fp=1.1ft=1fp=1.1確定x、y由于由表16-12，取x1=0.56，y1=1.71 x1=0.56，y1=1.71要求軸承壽命lh每天工作12小時，每年工作300天，檢修間隔三年理論使用壽命 合適i軸軸承選用6006合適2ii軸軸承6006校核初檢是否合適由于p1p2，故按軸承1計算合適ii軸軸承選用6006合適軸承受力圖當量動載荷的x、y由于，由表16-12 x2=0.56，y2=1.71 x2=0.56，y2=1.

17、71要求軸承壽命lh每天工作12小時，每年工作300天，檢修間隔三年 理論使用年限ii軸軸承選用6006合適七、潤滑與密封形式，潤滑油牌號及用量說明潤滑方式齒輪線速度故齒輪選用油池潤滑，需油量2l左右，油面在距箱體底部30mm到半徑之間。軸承采用油溝潤滑。齒輪選用油池潤滑軸承采用油溝潤滑潤滑油牌號選用中負荷工業(yè)齒輪油代號220(gb5903-86)220密封形式 機座與機蓋凸緣結合面的密封選用在接合面涂密封膠或水玻璃的方式 觀察孔和放油孔等處的密封選用石棉橡膠紙墊片密封 軸承端蓋處的密封采用氈圈油封 箱體上開油溝用于油溝潤滑八、箱體結構相關尺寸長寬高435mm170mm371mm機座壁厚機蓋壁

18、厚1機座凸緣厚b機蓋凸緣厚b1機座底凸緣厚b2=8mm1=8mmb=1.5=12mmb1=1.51=12mmb2=2.5=20mm=8mm1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mm地腳螺栓直徑df大齒輪頂圓與內機壁距離1小齒輪端面與內機壁距離2df=20mm11.2，取1=10mm2，取2=20mmdf=20mm1=10mm2=20mm軸承與箱體內機壁距離3機壁與軸承座端面距離l1i軸軸承端蓋外徑diii軸軸承端蓋外徑dii軸承端蓋凸緣厚t3=8mml1=33mmdi=100mmdii=100mmt=7.5mm3=8mml1=33mmdi=100mmdii=100mmt=7.5mm九、減速器附件列表名稱及規(guī)格數量功能材料備注螺栓m12958軸承旁聯接q235agb5782-86螺母m128軸承旁聯接q235agb6170-86墊圈4軸承旁聯接65mngb93-8712螺栓m10392機座機蓋聯接q235agb5782-86螺母m102機座機蓋聯接q235agb6170-86墊圈2機座機蓋