機械課程設計__單級減速器

1、XXXX學院課程設計說明書專業(yè) 級 班題 目 減速器設計姓 名指導教師 職稱職稱 課程設計評語：課程設計答辯負責人簽字年 月 日目 錄一、設計任務 4 1、原始數(shù)據(jù) 4 2、工作條件 4 3、傳動方案 4二、總體設計 5 1、傳動方案 5 2、選擇電機的類型 5 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 5 4、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 6 5、減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)距的計算 6 6、V帶的設計 77、齒輪傳動的設計 8 8、齒輪的結(jié)構(gòu)設計 11 9、高速級齒輪傳動的幾何尺寸 12 10、箱體及附件設計 12 11、軸的結(jié)構(gòu)設計 13 12、平鍵聯(lián)接的選用和計算 16 13、軸的校核 17 14、安全系

2、數(shù)法校核軸的疲勞強度 21 15、滾動軸承壽命計算 22 16、潤滑設計 24三、設計心得與體會 25四、參考文獻 2533一、設計任務設計一帶式運輸機構(gòu)傳動裝置1、 原始數(shù)據(jù)運輸帶拉力F（KN）2.3運輸帶工作速度V（m/s）1.7卷筒直徑D（mm）4202、 工作條件運輸機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限4年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運輸帶允許速度誤差為5%。3、 傳動方案附圖計算及說明備 注二、總體設計1、傳動方案：已經(jīng)給出，如第4頁附圖2、選擇電機的類型：Y系列三相異步電動機選擇電動機的容量 式中1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承

3、、齒輪傳動聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取1=0.96，2=0.98（滾子軸承）3=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率）4=0.99（齒輪聯(lián)軸器） 5=0.97則=0.96×0.983×0.97×0.99×0.97=0.84 3、 確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作速度為按高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書第7頁表1，常見機械傳動的主要性能推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比合理范圍為0=24，一級圓柱齒輪減速器傳動比=36，則總傳動比合理范圍a=624，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=a×n=(624)×77.34=464.01856.1

4、6 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000和1500轉(zhuǎn)。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設計出版社出版的機械設計手冊一卷（2）（查出Y132M1-6滿足要求）綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動減速器的傳動比選擇電機型號為Y132M1-6 ，其主要參數(shù)如下（第6頁）：表1Pw=3.91KWa=0.84Pd=4.65KWn=77.34r/min計算及說明備 注電動機額定功率P4KW電動機滿載轉(zhuǎn)速n960r/min電動機軸伸出端直徑38mm電動機伸出端安裝長度80mm4、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 總傳動比：分配傳動裝置傳動比：a= 0×0, 分別為帶傳動和減速器

5、的傳動比為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取0=3(實際傳動比要在設計V帶輪傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算)，則減速器的傳動比為：5、減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)距的計算 （1）各軸轉(zhuǎn)速 高速軸： =320r/min 低速軸： =77.8 r/min （2）各軸輸入功率：高速軸：P1=Pd01=3.93×0.96=3.77KW低速軸：P2= Pd12=Pd1234=3.93×0.98×0.97×0.96×0.99=3.55KW 卷筒軸：P3= P224=3.55×0.98×0.99=3.81 KW（3）各軸轉(zhuǎn)矩計算

6、高速軸轉(zhuǎn)矩：T1=9550×103×P1/n1=112511 N·mm 低速軸轉(zhuǎn)矩： T2=9550×103×P2/n2=533721 N·mm 卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：T3= T224=53000×0.98×0.99=517816 N·mm（4）各軸的運動參數(shù)如下表：表2軸名稱功率(KW)轉(zhuǎn)速(r/min)轉(zhuǎn)矩(N·mm)高速軸3.77320112511低速軸3.5564533721卷筒軸3.8163.7517816Y132M1-6三相異步電動機P=4KWnm=960r/mina=12.40=3=4.

7、13=320r/min=77.8r/minP1=3.77KWP2=3.55 KWP3=3.81 KWT1=112511 N·mmT2=53721 N·mmT3=517846 N·mm計算及說明備 注6、V帶的設計 確定設計功率Pd由機械出版社出版的機械零件設計手冊查得電機效率=84%由西北工業(yè)大學出版社出版的機械設計教程（后面稱書1）表6-6查得工況系數(shù)：KA=1.0 Pd=KAP=1.0×4×84%=3.36KW選定帶的型號 根據(jù)Pd=3.36KW n=960 r/min 由書1中圖6-10確定帶為A型V帶傳動比 取i=3小輪基準直徑參照書1

8、中表6-7和圖6-10取dd 1=100mm 大輪基準直徑dd 2=i dd 2(1)=100×3×0.99=297mm 由書1中表6-8取dd 2=320mm帶速 初定間距 按要求取a0=500mm所需帶的基準長度Ld0=由書1中表6-2選取帶的基準長度為取Ld=1600mm實際間距 小帶輪包角 153.370>1200 合適單根V帶的基本額定功率 根據(jù)dd 1=100mm和nm=960r/min，由書1中表6-4（C）查得A型V帶P1=0.97KW單根V帶的基本額定功率的增量由書1中表6-4（C）查得：P=0.11KWV帶根數(shù) 由書1中表6-9查得：k=0.92（

9、運用插值法）由書1中表6-9查得：kl=0.93 =84%Pd=3.36KWi=3dd 1=100mmdd 2=320mmV=1.67m/sa=462.67mm=153.370P1=0.97KW計算及說明備 注 取4根單根V帶的預拉力： 由書1中表6-3查得：m=0.10kg/m 計算對軸的壓力7、齒輪傳動的設計（1）選擇材料 小齒輪選擇40Cr調(diào)質(zhì) HBS1=241286 大齒輪選擇45鋼調(diào)質(zhì) HBS2=217255 此時兩輪最小硬度差為 241217=24 比希望值小些，可初步計算（2）計算當量齒數(shù)，查齒形系數(shù) 現(xiàn)為軟齒輪面齒輪，齒數(shù)以比根切齒數(shù)較多為宜。 初選 z1=24 z2=iz1=

10、5.02×24=120 圓整：取z2=120 則齒數(shù)比（即實際傳動比）為與原要求僅差故可以滿足要求。（3）選擇齒寬系數(shù) 由于減速器為閉式齒輪傳動，故齒寬系數(shù)不宜過大。參考書1中表8-5選取齒寬系數(shù) d=1.0（4）選擇載荷系數(shù) 原動機為平穩(wěn)工作的電動機，而工作機為沖擊不大的轉(zhuǎn)筒，參考書1中表8-3得：K為1.01.2 取K=1.0（5）計算小齒輪軸上的扭矩T1 T1=112511 N·mm（6）按齒面接觸疲勞強度設計 按說明，對于直齒圓柱齒輪，應以大齒輪材料所決定的許用接觸應力為準對45鋼，取HBS2=230，由書1中表8-7取較低極限應力值，又由表8-6取安全系數(shù)SH=1

11、.0，計算接觸疲勞的壽命系數(shù)計算及說明備 注 N=60ntn=60×320×4×300×8=1.8432×108N0=30×(HBS)2.4=1.397×107因為N>N0，所以 KHN=1許用接觸應力 根據(jù)書1中8-8式說明，得區(qū)域系數(shù) zH=2.5彈性影響系數(shù) zE=189.8小齒輪分度圓直徑：計算法面模數(shù)mn （7）按齒根彎曲疲勞強度設計由書1中表8-8，查得齒型系數(shù) YFa1=2.67 YFa2=2.167由于表中沒有z=120的齒形，故用線性插值法得彎曲疲勞強度極限應力分別為：. 由書1表8-6可得安全系數(shù)

12、S F =1.3計算彎曲疲勞壽命系數(shù) 因為 N=1.8432×108 > 4×106 取KFN =1許用應力計算及說明備 注 比較 因為參數(shù)較大，代入公式 按公式計算齒輪所需的法面模數(shù) （8）決定模數(shù)值對比兩次求出的結(jié)果，按接觸強度所需的模數(shù)較大，這說明當兩齒輪均為軟面材料時，齒輪易于發(fā)生點蝕破壞，即以m2.55為準，根據(jù)標準模數(shù)表，選取 =2.5 （9）計算齒輪的幾何尺寸 d1=z1m=24×2.5=60 mm d2=z2m=124×2.5=310 mm da1= d1+2m =60+2.5×2=65 mmda2= d2+2m =310

13、+2.5×2=315 mm b2=1d1=1×60=60 mm b1= b2+(510)=65 mm（10）計算節(jié)圓速度 V= （11）計算齒面上的載荷 （12）校核 因為齒輪為輪齒面閉式齒輪傳動，所以按抗彎曲強度校核 查表得為0.250.35，取=1/3計算及說明備 注 所以，齒輪滿足強度要求8、齒輪的結(jié)構(gòu)設計小齒輪由于直徑小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)大齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸，按上面計算和后續(xù)設計出的軸子l直徑計算得出名 稱公 式結(jié) 果（）輪轂處直徑D1D1=1.6d=1.6×5890輪轂處軸向量L=(1.21.5)d70倒角尺寸nn=0.05mn1.25齒輪圓處厚度z0=(2.

14、54) mn4腹板最大直徑D0D0=df22275板孔分布圓直徑DzD2=0.5(D0+ D1)183板孔直徑d1d1=(0.250.35) (D0-D1)54腹板厚CC=(0.20.3)6215計算及說明備 注9、高速級齒輪傳動的幾何尺寸：如下表 表3名 稱計算公式結(jié)果 (mm)法面模數(shù)m2.5法面壓力角20o分度圓直徑d160d2310齒頂圓直徑65315齒根圓直徑53.75363.25中心距185齒 寬b2=b60b1= b2+(510)65 10、箱體及附件設計 （1）箱體材料的選擇 選用HT200 （2）減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸設計 參考機械零件課程設計圖冊11頁，得下表名 稱符號尺寸關(guān)系

15、結(jié)果（）機座壁厚0.025a1810機蓋壁厚z1(0.80.85)88機座凸緣的厚度b1.512機蓋凸緣的厚度b11.512機座底凸緣厚度b22.520地腳螺釘?shù)闹睆絛f0.036a+1218軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d10.75df14計算及說明備 注續(xù)上頁：名 稱符號尺寸關(guān)系結(jié)果（）上下機體結(jié)合處聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)df10軸承端蓋的螺釘直徑d3(0.40.5)df8窺視孔蓋的螺釘直徑d4(0.30.4)df8螺釘Mdf至凸緣邊緣直徑C2由表決定22螺釘Md2至凸緣邊緣直徑C2由表決定14螺釘Md1至凸緣邊緣直徑C2由表決定18螺釘Mdf至外機壁距離C1由表決定24螺釘Md2至外機壁距

16、離C1由表決定16螺釘Md1至外機壁距離C1由表決定20軸承旁凸臺半徑R1C218凸臺高度h由結(jié)構(gòu)確定外機壁至軸承壁端面距離C1C2（510）43大齒輪頂圓與內(nèi)機壁間距1.212齒輪端面與內(nèi)機壁的間距11上下機體筋厚度m1;m0.851 0.857 ; 9軸承端蓋外徑直徑D2軸承孔直徑（55.5）d3120軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，WM d1和M d3可不干涉為準11、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）高速軸設計 確定軸的最小直徑 選取軸的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，按書1表12-2取A0=105，則得： 綜合軸的強度，以價格要求，取d0=30mm軸的結(jié)構(gòu)設計（見下圖）計算及說明備 注A、d1段設計 由于該

17、段裝有皮帶輪，且皮帶輪結(jié)構(gòu)為4根A型V帶，孔徑d=30mm,查得L=65mm。B、d2段設計 有皮帶輪的右端靠軸肩軸向定位，按要求h>0.07d，取 h=4mm,則書館d2=65mm。C、d3、d7段設計 d3與d7段的結(jié)構(gòu)尺寸相同，d2段右側(cè)不需軸向定位，h=(13)mm，故取h=2mm,則d3=40mm，d3段口裝有軸承，由于該軸，只受到徑向力，綜合價格和安裝尺寸的誤差考慮。選用深溝球軸承，型號為6211，其尺寸為；D×P×T=40×80×18，軸段l3=l7=18mmD、d5段設計前已計算出，d5=l5mm,l5=65mmE、d4、 d6段設

18、計d4段，與d6段的結(jié)構(gòu)尺寸相同，由箱體設計時已確定，輪段面距機箱內(nèi)端距離為11mm，故L4L611mm.軸承右測需軸向定位，故h>0.07d3，取h=4mm，d4=d6=48mm F、d2段長度設計 由箱體設計時的箱體壁距凸臺外測的距離L=43mm 墊圈厚度1=2mm，端蓋厚度2=8mm，伸進長度為12mm箱體壁厚為3=8mm。為了便于端蓋的拆裝以及皮帶輪不與箱體接觸，故需軸留出2530mm長度，取L=29mm。所以L2=43+10+8+2918=72mm為了使端軸承端蓋的伸進端頂住軸承，以免發(fā)生軸向移動，故需裝上一個軸L=13mmG、軸的總長度 L= L1+ L2+ L3+ L4+

19、L5+ L6+ L7=65+72+18+11+65+11+18=260mm（2）低速軸設計 確定軸徑最小尺寸 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，按書1表12-2 取A0=115，則得：計算及說明備 注 由于軸上開了鍵槽，結(jié)合強度考慮取d=43.93mm結(jié)構(gòu)設計同理，把此軸分6段進行設計A、d1段設計由于該段裝有聯(lián)軸器，聯(lián)軸器的孔徑應與軸徑相適應，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT 查書1表11則Tca=KAT=1.5×+5.33721×105=8×105N·mm根據(jù)工作要求，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL4半聯(lián)軸器長度L=112mm（J型孔）與軸的配合段長度L1=8

20、4mm為了保證軸端檔圈固壓半軸器，故軸長稍短一些，取L1=82mmB、d2段設計由于聯(lián)軸器右端需軸向定位，故h>0.07d1，取 h=3.5mm,則d2=52mm。C、d3段設計 由d2段零件安裝不需靠軸肩軸向定位故取h=3mm，根據(jù)軸徑d3=55mm，以綜合軸承的價格考慮，選用圓柱滾子軸承，型號為32211，其尺寸為；D×P×d=55×100×21，軸段l =24mm 齒輪安裝需軸向左端定位，左端需留出一定長度，取L=24mm，以及箱體的內(nèi)寬Lb=87mm，故軸套長度為11mm。 d3總長度 L3=21+1+14=36mm-1，取KA=1.5D、

21、d4段設計 由軸套不需軸肩來軸向定位，取h=3mm，d4=58mm，前已算得齒輪寬bL=60mm，故取L4=604=56mm機械出版社機械零件設計第39-82頁32211計算及說明備 注E、d5段設計 齒輪右端需軸肩軸向定位，取d=3.5mm，故d5=65mm，軸向長度取L5=12mmF、d6段設計 d6段與d3段類同，d6=55mm，L6=21mmG、d2段軸向長度設計 同高速軸的d2段d2段設計L2=69mmH、低速軸的總長度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=82+69+21+11+60+12+21=280mm12、平鍵聯(lián)接的選用和計算（1）告訴軸鍵聯(lián)接選用及計

22、算 皮帶輪安裝處，軸徑為d=30mm。查手冊選擇鍵8×7×60 鍵的接觸長度：L=Lb=608=52mm. 接觸高度；K=h/2=7/2=3.5mm 查得鍵聯(lián)接的擠壓許用應力p=200MPa 許用剪應力T=125MpaEP1=2T1/d1lk=2×0.0955×106×10-3/30×52×3.5×109=34.98Mpa （2）低速軸鍵聯(lián)接選用及計算=2T1/d1lk=34.98125Mpaa、 齒輪安裝處。輪徑為d=58mm,選擇鍵16×10×50鍵的截面長度為：50-16=34mm接觸高度

23、為：K=h/2=5mm Ep2=2T2/dlk=468×105×10-3/58×34×5×10-9=94.93 T2=94.93MPab、 安裝聯(lián)軸器處，軸徑為d=45mm選擇鍵：14×9×72查機械設計手冊機械出版社P38-18橫截面尺寸為8×7mm冶金工業(yè)出版社P5828×7×55L=(1890)mm同上查詢，查得截面尺寸：16×10L=（45180）mm選擇出處同上L=（36160）mm同上L=（36160）mm計算及說明備 注鍵的接觸長度：L=72-14=58mm接觸高度：K=

24、h/2=9/2=4.5mmEp3=2T2/dlk=2×4.68×105×10-3/58×4.5×45×10-9 =76.69MPaEpT=76.69故告訴軸與低速軸的強度滿足要求13、軸的校核（1）高速軸的校核受力分析在垂直南V面 在水平面H面 計算彎矩合成彎矩轉(zhuǎn)矩 T2=112.5N·m查表取=0.59 計算及說明備 注B點=195.99N·m C點=181.5N·m彎矩圖計算及說明備 注確定危險截面，由彎矩圖得危險截面可出現(xiàn)在A、B、C截面外，綜合軸徑、鍵槽以及力矩考慮得A、 對A截面校核 力矩 M=

25、57.3KN·mm 抗彎系數(shù)，查機械設計機械出版社P38-11得 所以符合要求B、 對B截面校核彎矩 M=181.05KN·mm 所以符合要求C、 對C截面校核彎矩 M=172.78KN·mm 所以符合要求 （2）低速軸校核受力分析彎矩圖（如下圖）計算及說明備 注確定，綜合軸徑與鍵槽考慮，A、C截面為危險截面a、 對于A截面彎矩 M=2.85×105KN·mm b、 對于C截面彎矩 M=2.95×105KN·mm 符合要求計算及說明備 注14、安全系數(shù)法校核軸的疲勞強度(1)、對C剖面進行校核。(2)、軸材的機械性能 材料為

26、45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由教程表可知：=600MPa =350 Mpa=0.44=300MPa =0.3=155Mpa=1.7=510Mpa =1.6=248Mpa(3)、剖面C的安全系數(shù)查表得 抗彎斷面系數(shù)：W=16.92 CM3抗扭斷面系數(shù)：=36.08CM3彎曲應力幅：鍵槽所引起的有效應力集中系數(shù)，查表得：K6=1.84 Kr=1.6 表面狀態(tài)系數(shù)： 尺寸系數(shù) 彎曲平均應力： 扭轉(zhuǎn)切應力幅： 平均切應力：由齒輪計算的循環(huán)次數(shù)可知：壽命系數(shù) Kv=1計算及說明備 注綜合安全參數(shù)：（安全系數(shù)1.51.8）剖面C具有足夠的強度。15、滾動軸承壽命計算分別對兩對不同的軸承進行受力分析（1）、軸承A、求兩軸承受到的徑向載荷F1和R2將軸承部件受到的力系分解為鉛垂面（a）和水平面（b）兩個平面力系：（扭矩未標出）由力分析可知：計算及說明備 注B、求當量動載荷，P1和P2由于軸承未受到軸向力 A1=A2 從書1表10-4查得當量動載荷系數(shù) X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0因軸承在運轉(zhuǎn)中受到的沖擊載荷不大 故fp=1.1 查表驗算軸承壽命 因P2>P1 所按軸承4的受力大小驗算查得深溝軸承其所哉 Cr=29.5KN 代入公式：故6211軸承能滿足預期計算壽命要求（2）軸承A、分別求出圓錐滾子軸承 同理分解到H和V平面上，如圖計算及說明備 注由受力可知：B