鏈傳動-一級圓柱齒輪減速器設計說明書Ⅰ

1、課程設計說明書設計名稱 機械設計基礎課程設計 設計題目 一級減速器設計 設計時間 xxxx學 院 xxxxxx 專 業(yè) xxx 班 級 xxxx 姓 名 XXX 指導教師 XXXX xxx 年 xx 月 xx日 機械課程設計任務書班級xx姓名xxxx學號xxxx題目：皮帶運輸機的 一 級直齒圓柱齒輪減速器設計一、傳動簡圖二、原始數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力F1500 N，滾筒直徑D300mm，輸送帶速度V 1.6m/s。三、工作條件：單班制，連續(xù)單向運轉，有輕度沖擊，環(huán)境溫度 25 °C。四、使用年限：壽命 10年 。五、輸送帶速度：允許誤差±5%。六、設計工作量1、減速器裝配圖1

2、張（A1）。2、零件圖1張（A3）。3、設計說明書1份。目錄1、傳動方案擬定.22、電動機的選擇.23、計算總傳動比及分配各級的傳動比.44、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.55、傳動零件的設計計算.66、軸的設計計算.127、滾動軸承的選擇及校核計算.198、鍵聯(lián)接的選擇及計算.229、設計參考資料目錄10、結束語計算過程及計算說明結果1、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級鏈傳動1.1工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，載荷稍有波動，環(huán)境多灰塵。1.2原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1500N；帶速V=1.6m/s；滾筒直徑D=300mm；滾筒長度L=500mm。1.3傳動簡圖（圖1）

3、2、電動機選擇2.1電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2.2電動機功率選擇：2.2.1傳動裝置的總功率：總=聯(lián)×2軸承×齒輪×鏈×滾筒 =0.99×0.982×0.97×0.90×0.95×0.96=0.7572.2.2電機所需的工作功率：P工作=FV/1000總=1500×1.6/1000×0.757=3.17KW圖12.2.3確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.6/×300=101.9r/m

4、in 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。取鏈傳動比I1=13，則總傳動比理時范圍為Ia=318。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ia×n筒=（318）×76.43=305.71834.2r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關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：如指導書P15頁第一表。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2方案比較適合，則選n=1000r/min 。2.2.4確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類

5、型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能：額定功率：4.0KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量73kg。3計算總傳動比及分配各級的偉動比3.1總傳動比：i總=n電動/n筒=960/101.9=9.423.2分配各級偉動比據(jù)指導書P7表1，取鏈i鏈=2.5（單級減速器i=36合理）i總=i齒輪×I鏈i齒輪=i總/ i鏈=9.42/2.5=3.774運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4.1計算各軸轉速（r/min）nI=n電機=960r/minnII=nI/i齒輪=960/3.77=254.6(r/min)4.2計算各軸的功率（KW）PI=P電動機&

6、#215;聯(lián)=4.0×0.99=3.96 KWPII=PI×軸承×齒輪=3.96×0.96×0.97=3.76KW4.3計算各軸扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×3.96/960=39400N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×3.76/254.6 =141000N·mm 5傳動零件的設計計算5.1齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒

7、輪選用40Cr調(diào)質，齒面硬度為240285HBW。大齒輪選用45鋼，調(diào)質，齒面硬度229286HBW；根據(jù)課本P139表6-12選9級精度。 (2)按齒面接觸疲勞強度設計 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=3.77 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.77×20=76 實際傳動比I0=76/20=3.8傳動比誤差：i-i0/I=3.8-3.77/3.77=0.79%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=6由課本P126表6-10取d=0.9 (3)轉矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.96/960 =

8、39400N·mm (4)載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1.5 (5)許用接觸應力HH1= (380+HBW)Mpa=(380+260)Mpa=640 Mpa H2= (380+0.7HBW)Mpa=(380+0.7×240)Mpa=548MpaF1= (155+0.3HBW)Mpa=(380+0.7×8 260)Mpa=233MpaF2= (140+0.2HBW)Mpa=(140+0.2×240)Mpa=188Mpa(6)由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431.5

9、×39400×(3.8+1)/0.9×3.81/3mm=49.86mm模數(shù)：m=d1/Z1=48.86/20=2.493mm根據(jù)課本P107表6-1取標準模數(shù)：m=2.5mm確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×76mm=300mm計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+76)=120mm根據(jù)課本124齒寬：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數(shù)YFa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=76由查表得YF1=2.97 YF2

10、=2.23 (8)校核齒根彎曲疲勞強度F1=2kT1 YF1/bd1m=2×1.5×39400×2.79/45×50×2.5=58.6MPaF1=233MPaF2=F1× YF2 / YF1 =46.8 MPaF2=188MPa故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s圓周由課本p124表9-5 齒輪精度等級為9級6軸的設計計算 6.1 輸入軸的設計計算6.1.1按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質，硬度2

11、17255HBS根據(jù)課程設計指導書P21例題（1）、初步確定減速器外伸段軸頸d=（0.81.0）d電機=（0.81.0）×38=30.438mm（2）、選擇聯(lián)軸器由傳動裝置工作條件擬選用彈簧柱銷連軸器（GB501485）。計算轉矩Tc =KAT=1. 5×39.8=59.7NmT=9.55P/n= 39.8Nm 其中KA =1.25 1.5此處取1.5查表2.51及核對軸頸后選擇HL3聯(lián)軸器（3）、最后確定減速器告訴軸外伸段直徑為d=32mm6.1.2軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，

12、右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=32mm 長度取L1=90 mm h=2c c=1mmII段:d2=d1+2h=32+2×1=34mm 初選用深溝球球軸承，其內(nèi)徑為35mm,寬度為17mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為17mm ，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為64mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（64+17+2）=83mmIII段直徑d3=38mmL3=50

13、 -2=48mm段直徑d3=38mmh=2c c=2mmd4=d3+2h=38+2×2=42 mm 長度與右面的套筒相同，即L4=5mm段直徑d5=34mm. 長度L5=29mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=255mm6.1.3按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉矩：已知T1=39400N·mm求圓周力：Ft根據(jù)課本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×39400/50=1579N求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1579×tan200=573.6N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=

14、LB=42mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=286.8NFAZ=FBZ=Ft/2=798.5N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=286.8×21=6.02N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=798.5×21=16.76N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(6.022+16.762)1/2=17.8N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55&

15、#215;（P2/n2）×106=141N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=17.892+(1×141)21/2=142N·m (7)校核危險截面C的強度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=142/0.1×383=25.9MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。 6.2 輸出軸的設計計算6.2.1按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質鋼，硬度（217255HBW）根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=120dc(P3/n3)1

16、/3=120(3.76/254.6)1/3=29.44mm取d=34mm6.2.2軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選6027型深溝球軸承，其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為21.5mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。

17、(3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知T2=141N·m求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×141×103/190=1484.2N求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1484.2×0.36379=540.2N兩軸承對稱LA=LB=42mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1484.2/2=270.1NFAZ=FBZ=Ft/2=540.2/2=742.1N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC

18、1=FAYL/2=270.1×42=5.67N·m (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（5.672+5.082）1/2 =5.08N·m (5)計算當量彎矩：根據(jù)課本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=5.082+(1×141)21/2 =141.09N·m (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=141.09/(0.1×1903)=25.7Mpa<-1b=60Mpa

19、此軸強度足夠7滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命10×365×8=29200小時7.1計算輸入軸承 （1）已知n1=960r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=573.6N初先兩軸承為深溝球軸承6207型根據(jù)課本P214（例）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=361.4N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=361.4N FA2=FS2=361.4N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.

20、63根據(jù)課本P192表（12-12）得e=0.44FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本P191表（12-10）取f P=1.5根據(jù)課本P212（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×573.6+0)=860.4NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×573.6+0)= 860.4N (5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=860.4N深溝球軸承=3根據(jù)手冊得6207型的Cr=19800N由課本P191（12-11）式得LH=

21、16670/n(ftCr/P)=16670/960×(1×19800/750.3)3=319503.90h>29200h預期壽命足夠7.2計算輸出軸承 (1)已知n=254.6r/min Fa=0 FR=FAZ=540.2N試選6207型深溝球軸承根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.63FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×540=340.6N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=340.6N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=340

22、.6/540.2=0.63FA2/FR2=340.6/540.2=0.63根據(jù)課本P192表（12-12）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2根據(jù)P191表（112-10）取fP=1.5根據(jù)式（12-19）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×540.2)=810.3NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×540.2)= 810.3N (5)計算軸承壽命LHP1=P2 故P=810.3 =3根據(jù)手冊P71 6207型軸承Cr=

23、19800N根據(jù)課本P191 表（12-9）得：ft=1根據(jù)課本P212 （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/254.6×(1×19800/810.3)3 =952266.9h>29200h此軸承合格8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算8.1輸入軸采用平鍵聯(lián)接軸徑d1=32mm,L1=80mm查手冊得，選用A型平鍵，得：鍵A 10×8 GB1096-79 l=L1-b=80-10=70mmT1=39.4N·m h=8mm根據(jù)課本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=4×39400/32×8×

24、;70 =8.79Mpa<R (110Mpa)8.2輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=38mm L2=40mm T=39.4N·m查手冊P51 選A型平鍵鍵12×8 GB1096-79l=L3-b=40-12=28mm h=8mmp=4T/dhl=4×39400/38×8×28 =18.5Mpa<p(110Mpa)8.3輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=44mm L3=40mm T=141 N·m查手冊P51 選用A型平鍵鍵12×8 GB1096-79l=L2-b=40-12=28mm h=8mm據(jù)課本P

25、243式（10-5）得p=4T/dhl=4×141000/44×8×28=57.2Mpa<p9設計參考資料目錄所用到的參考資料都可以列出，如：1機械設計基礎課程設計：孫德志主編，沈陽：東北大學出版社，2000.122機械制圖：大連理工大學主編北京：高等教育出版社，2007.63機械設計基礎： 韓澤光主編北京：機械工業(yè)出版社10結束語在學習了機械設計基礎的課程以后，我們用用兩周的時間進行機械設計基礎的課程設計，讓我們對本學期機械課程的知識學習并且會靈活應用，通過實踐應用到我們實際生活生產(chǎn)中。本次課設我們是根據(jù)不同的工作條件和不同的設計尺寸，根據(jù)自己學習的機械設

26、計知識，來設計我們生活中要使用的減速器，電動機的輸出功率以及相關數(shù)據(jù)來設計，這兩周的課程設計我們痛并快樂著，我們品嘗著第一次為學習通宵的艱辛，我們拖著每天從早到晚對著電腦，不停地移動著鼠標沒時間睡午覺的疲憊的身體，可是我們沉醉在第一次自己設計減速器的好奇與喜悅中，當我們畫好圖以后大家臉上都有掩飾不去的成功感。面對第一次自己設計減速器，我們有的實際難免有不足之處，有一些尺寸是無據(jù)可依的，對待要估計的數(shù)據(jù)我們很忐忑，很怕一不小心就可能導致大的錯誤，在我的設計中就有這樣的問題，比如對于一些倒角和一些過渡圓角的尺寸，豎書中只是說出了大概的范圍，讓我覺得很不好決定，還有一些計算也是這樣的，還有在油標尺安

27、放的位置的高度和傾斜度還有油標尺的長度和傾斜度，還有在螺塞和封油墊的右方需要有一個低一些的槽都是我大概估計的我查了書可是沒有解決，對于這些不足之處，我在這次課設中發(fā)現(xiàn)在以后的學習生活中我會吸取并改正。 對于本次課設，我收獲非常多，在設計的過程中我和幾個同學一起研究討論有的時候很容易達到共識，可是有的時候會各持己見誰到不讓，都有自己的道理，有的時候大家的玩笑還可以減輕整日作圖的疲憊，在制圖的過程中使我之前學習的機械知識還是不夠多，好多東西都是在課設的時候遇到了現(xiàn)開始找書把知識點看會了在繼續(xù)計算畫圖，畫草圖是最難的，要不斷的計算各種零件的各種尺寸，大到齒輪、軸，小到螺釘、墊片。在草圖大概成型以后開始畫三視圖就相對簡單了，只是要注重一些小的細節(jié)就可以了。這次課設讓我深深的體會到了，機械設計的不容易，可是我還是努力的完成了自己的設計，雖然它有很多的不足之處，但是總的來說還是我努力設計的結