機械設(shè)計二級減速器說明書

1、一、課程設(shè)計目的與要求機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的最后一個教學(xué)環(huán)節(jié)，其目的是： 1）培養(yǎng)學(xué)生綜合運用所學(xué)知識，結(jié)合生產(chǎn)實際分析解決機械工程問題的能力。 2）學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，了解和掌握簡單機械傳動裝置的設(shè)計過程和進行方式。3） 進行設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、查閱資料、熟悉標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范。要求學(xué)生在課程設(shè)計中 1）能夠樹立正確的設(shè)計思想，力求所做設(shè)計合理、實用、經(jīng)濟；2）提倡獨立思考，反對盲目抄襲和“閉門造車”兩種錯誤傾向，反對知錯不改，敷衍了事的作風(fēng)。3）掌握邊畫、邊計算、邊修改的設(shè)計過程，正確使用參考資料和標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范。4）要求圖紙符合國家標(biāo)準(zhǔn)，計算說明書正確、書寫工整，二、設(shè)計正

2、文1.設(shè)計題目及原始數(shù)據(jù) 設(shè)計帶式輸送機用二級齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：1）輸送帶工作拉力F= 4660 N;2) 輸送帶工作速度v=0.63 m/s(允許輸送帶速度誤差為5)；3）滾筒直徑D=300 mm;4) 滾筒效率0.96（包括滾筒和軸承的效率損失）；5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；6）使用折舊期 8年；7）動力來源：電力，三相交流，電壓380V；8）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。2設(shè)計內(nèi)容：1）傳動裝置的總體方案設(shè)計；選擇電動機；計算運動和動力參數(shù)；傳動零件的設(shè)計。2）繪制裝配圖和零件圖。3）設(shè)計計算說明書一份，包括：確定傳動裝置的總體方案，選擇電動機，計

3、算運動和動力參數(shù)，傳動零件的設(shè)計，軸、軸承、鍵的校核，聯(lián)軸器的選擇，箱體的設(shè)計等。一.選擇電動機；1.選擇電動機(1)選擇Y系列三相異步電動機。（2）電動機的容量由電動機至工作機的總效率為=1*2*3*4*5 式中各部分效率由設(shè)計資料查得：普通V帶的效率1=0.96，一對滾動軸承的效率2=0.99（初選球軸承），閉式齒輪傳動效率3=0.97（初定8級），十字滑快聯(lián)軸器的效率4=0.97，卷筒傳動效率5=0.96?？傂蕿?1*2*3*4*5=0.96*0.994*0.973*0.96=0.808電動機所需功率為Pd=(F*v)/(1000*)=3.634kw(2)確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速

4、為nw=(60*1000*v)/()=40.107r/min且初步估取電動機的額定功率為4kw又優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機。有設(shè)計資料電動機部分選用Y132M1-6或Y112M-4型電動機，同時查得Y132M1-6的滿載轉(zhuǎn)速為960r/min,總傳動比i總=nd/nw=960/40=24，過小，故不選。綜上所述，選取Y112M-4型電動機。其主要性能見表電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量Y112M-4414402.243外形和安裝尺寸見下表；機座號中心高安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸外形尺寸HABDEF*GDGlADAC/2AD112M1121901

5、4028608*724400265115190二 分配各級傳動比總傳動比為 1440/40.107=35.937由式 i=i1*i2, 式中i1和i2分別為V帶傳動和減速器的傳動比。按傳動比分配注意事項，i帶i齒，初步取i帶=2.99，i齒=i/i帶=35.937/2.99=12.019.又在減速器中，取i1=3,i2=4.006。三.計算運動和動力參數(shù)（1） 各軸轉(zhuǎn)速：=/i帶=1440/2.99=481.605r/min=481.605/3=160.535ddr/min=160.535/4.006=40.074r/min卷筒軸 =40.074r/min(2) 各軸的輸入功率：=3.634*

6、0.96=3.489kw*2*3=3.484*0.99*0.97=3.35kw*2*3=3.35*0.97*0.99=3.217kwp=*2*4=3.217*0.99*0.97=3.089kw(3)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：69.185nm同理，=199.287nm,=766.640nmT =736.137nm將計算數(shù)值列于下表：軸號轉(zhuǎn)速n（r/min）輸入功率P(kw)輸入扭矩（N.m)電動機軸1440軸481.6053.48969.185軸160.5353.35199.287軸40.0743.217766.640軸40.0743.089736.137四設(shè)計計算窄V帶傳動1.確定計算功率Pca由表查得

7、工作情況系數(shù)KA=1.2，故Pca=KA*P=1.2*4=4.8kw2.選取窄V帶帶型根據(jù)Pca、由圖8-9（課本上）確定選用SPZ型3.確定帶輪基準(zhǔn)直徑由表8-3和表8-7取主動輪基dd1=71mm根據(jù)式8-15，從動輪基準(zhǔn)直徑dd2i*dd1=213mm：按式8-13驗算帶的速度:由公式得V1=5.353m/s35m/s.故帶的速度合適。4.確定窄V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù)0.7*（dd1+dd2)a0120o故主動輪上的包角合適。6.計算窄V帶的根數(shù)Z由式8-22知：Z=Pca/(PO+PO)*K*KL由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3,查表8-5c和8-5d得PO

8、=1.237kwPO=0.217kw查表8-8得K=0.947，查表8-2得KL=0.94則代入公式計算得：Z=3.709取Z=4根7.計算預(yù)緊力Fo由式8-23知 查表得q=0.07kg/m，故Fo=185.819N8.計算作用在軸上的壓軸力Fp由式得：代入數(shù)據(jù)得：Fp=1462.51N。五減速器內(nèi)傳動零件的.設(shè)計計算高速齒輪組的設(shè)計與強度校核1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如上圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動；B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度是280HBS，大齒輪材料為45鋼（

9、調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 D.初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=4.006*=96.144，取=96。 E.初選螺旋角=2) 按齒面接觸強度設(shè)計 確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ). 試選 =1.6，由圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.433B. 由圖1026查得 =0.78 =0.88 所以 =1.66C. 由表10-7選取齒寬系數(shù) =1D. 查表106 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 E. 由圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPaF. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60nj=60*1440*1*(2*8*30

10、0*10)=4.1472*同理 =7.825* 由圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.9 , =0.95G. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=540MPa = /S=522.5MPa所以 =（540+522.5）/2=531.25MPaH.由以上計算知：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=69.185Nm=69.185*103Nmm 計算A. 由小齒輪分度圓直徑=50.123mmB. 計算圓周速度 v=1.264m/sC. 計算齒寬b及模數(shù) b=50.123mm =2.026mm h=2.25*=5.065mm b/h=9.896D. 計算縱向重合度 =0.31

11、8tan=1.093E. 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=1.264m/s ，8級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù)=1.14；由表10-4查得=1.15+0.18*(1+0.62)*2+0.31*10-3*b=1.804;查圖10-13得1.62；查表10-3得所以 載荷系數(shù) K =2879F. 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 60.965mmG. 計算模數(shù) 2.465 3) 按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-17： 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K =2.586B. 由縱向重合度=1.903，查圖10-28得螺旋角影響系數(shù)=0.88C. 計算當(dāng)量齒數(shù) 同理 =105.089D. 查

12、取齒形系數(shù) 由表10-5查得齒形系數(shù)592； 176E. 查取應(yīng)力校正系數(shù)6； =1.794F.由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ； G由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；0.88H.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則； 同理=238.86MPa計算大、小齒輪的，并加以比較=0.01365 =0.01632所以,大齒輪的數(shù)值大5) 設(shè)計計算=1.716mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 60.965mm來計算應(yīng)有的齒

13、數(shù)。于是有=29.577 取=30 則=u=120.18.取=1204. 幾何尺寸計算1) 計算中心距a=154.592mm 將中心距圓整為155mm2）按圓整后的中心距修正螺旋角14.593o=14o3535因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3）計算大、小齒輪的分度圓直徑62.000mm 同理 =248.001mm4) 計算齒輪寬度b=62.000mm 圓整后取65mm =70mm此時傳動比i2=4,i帶=2.99,i1=3.005，經(jīng)修正后得：軸號轉(zhuǎn)速n（r/min）輸入功率P(kw)輸入扭矩（N.m)軸481.6053.48969.185軸160.2683.35199.619軸40.06

14、73.217766.774軸40.0673.089736.266 低速齒輪組的設(shè)計與強度校核1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)A. 如課本上圖所示，選用直齒圓柱齒輪傳動。B. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）；C. 材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。D. 初選小齒輪齒數(shù)=24，大齒輪齒數(shù)為=3.005*=72.12，取72。2) 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算 確定公式內(nèi)的數(shù)值A(chǔ). 試選 =1.3，由圖1030選取區(qū)域系數(shù) =2.4

15、33B. 由圖1026查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751C. 由表10-7選取齒寬系數(shù) =1D. 查表106 得材料的彈性影響系數(shù) =189.8 E. 由圖1021d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 =550MPaF. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)=60nj=60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*同理 =1.495* 由圖1019 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.94 =0.98G. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則 = /S=564MPa = /S=539MPa所以 =592.4MP

16、a3) 計算A. 小齒輪分度圓直徑所以 =81.207mmB. 計算圓周速度v=0.681m/sC. 計算齒寬b及模數(shù)mtb=1*81.207=81.207mmmt =d3t/Z1=3.384mmh=2.25*mt=7.613mmb/h=10.667D. 計算載荷系數(shù) K已知使用系數(shù)=1，根據(jù)v=0.681m/s ，8級精度，由圖10-8 查得動載系數(shù)=1.1；直齒輪，假設(shè)*Ft/b100N/mm查表10-3得1.2;由表10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時=1.15+0.18*(1+0.62)*2+0.31*10-3*b=1.463；由b/h=10.667,=1.463,查圖10

17、-13得1.35；所以 載荷系數(shù) K =1.931E. 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑92.656mmF. 計算模數(shù)d3/z3=92.656/24=3.861 4) 按齒根彎曲強度設(shè)計確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K =1.782B. 查取齒形系數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)2.65； 2.236應(yīng)力校正系數(shù)1.58； =1.754C. 由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；D. 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 87；89E. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則310.714MPa； 同理=241.571MPaF. 計算大、小齒輪的，并加以比較=0.01348

18、=0.01624大齒輪的數(shù)值大5) 設(shè)計計算=2.791mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 92.656mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有d/m=92.656/3=30.885, 取=31 則=u=93.155,取Z4=93這樣設(shè)計出來的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。6) 幾何尺寸計算A. 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=z1*m=31*3=93mmd2=z2*m=93*3=279mmB. 計算中

19、心距a=(d1+d2)/2=186mm C. 計算齒輪寬度b=93mm 圓整后取95mm =100mm7) 驗算 Ft=2*/d1=4292.88N*Ft/b=46.16100.故合適。8）此時i帶=2.99,i1=3,i2=4,經(jīng)再次修正后得：軸號轉(zhuǎn)速n（r/min）輸入功率P(kw)輸入扭矩（N.m)軸481.6053.48969.185軸160.5353.35199.287軸40.1343.217765.499軸40.1343.089735.036六 校驗傳動比實際傳動比為 i實=2.99*3*4=35.88總傳動比 i總=35.937所以傳動比相對誤差為 （35.937-35.88）/

20、35.937=0.159%七.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及計算一.高速軸的設(shè)計與計算1) 列出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面分析知：3.489kw =481.605r/min =69.185Nm2) 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為62.000mm而 圓周力 Ft=2*/d1=2231.774N 徑向力 Fr=839.378N 軸向力 =218.532N 3). 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取=112，于是得： 21.671mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處軸的直徑d-，為了便于制造，故初選d-=25mm4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案

21、 本題的裝配方案如上述分析所述，按課本上P48圖5-34所示裝配。2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足軸向定位要求，-軸段右端制出一軸肩，故取-段的直徑d-=35mm;并根據(jù)帶輪的寬度選L-=B=(Z-1)*e+2*f=38mm.初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球承。參照工作要求并根據(jù)d-=35mm，由軸承中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7008C。起尺寸為d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取d-=d-=40mm，且取擋油板寬度為10+2mm,故L-=B+10+2=27mm.顯然，d-=d-+2*h起軸肩定位作用，故取

22、 d-=55mm.根據(jù)計算，顯然齒根圓到鍵槽底部的距離Xe1 875.349/2054.976=e2故對軸承1，X1=0.44，Y1=1.275 對軸承2，X2=1，Y2=0按表13-6，取載荷系數(shù)fp=1,則： P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N4)驗算軸承壽命 因為 P1P2，所以按軸承2的受力大小驗算 又 n=481.605r/min，C=20000N,=3,代入計算得： 31899.596h=5.46年故所選軸承可滿足要求。（3）鍵聯(lián)接計算

23、 由以上計算得與帶輪連接的直徑為25mm，長度為38mm。今采用圓頭普通平鍵A型，b*h=8*7mm,長度L=32mm，鍵的材料為45鋼。 又鍵的工作長度l=L-b=32-8=24mm,轉(zhuǎn)矩為T=T1=69.185*103 Nmm 因此擠壓應(yīng)力p=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mpa =100Mpa故此鍵聯(lián)接強度足夠。二.中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-3，取=115，于是得： 31.661mm 軸的最小直徑是安裝在軸承上的，同時選角接觸球軸承。并根據(jù)31.661mm可選7207C，其尺寸

24、為d*D*B=35*72*17mm.2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）顯然d-=d-=35mm,且查表知B=17mm所以：L-=B+10+2+2=39mm L-=B+10+2+2.5+2=41.5mm2）取安裝齒輪處的軸段-和-直徑為 d-=d-=40mm且由齒輪寬度得：L-=100-2=98mm,L-=65-2=63mm3）由以上分析知：d-=d-+2*（5.458.5），取d-=50mm，且L-=3-2.5=9.5mm4)小直齒輪的作用點與右支撐受力點間的距離為：l1=L-a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取l1=71mm 大斜齒輪的作用點與左支撐受力點的距離為l2=L-a+B

25、2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取l2=56mm.小直齒輪與大斜齒輪的作用點的距離為l3=B1/2+B2/2+L-=50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齒輪上的力： 已知 d2=93mm,而Ft=2*T/d=2*199.287*103/93=4285.742N Fr=Ft*tann=4285.742*tan20o=1559.882N 圓周力Ft及徑向力Fr的方向如圖所示由以上計算得：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3466.982NFNH2=3050.534NFNV1=-963.266NFNV2=242.762N彎矩MMH1=246155.722N

26、mmMH2=170829.904NmmMV1=68391.886NmmMV2=13594.672Nmm總彎矩MM1=（MH2+MV12)1/2=255480.116NmmM2=(MH2+MV22)1/2=171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度校核時，由以上分析可知危險截面B最危險，取a=0.6,軸的計算應(yīng)力 32.65Mpa前已選定軸的材料為45鋼，由表查得=60MPa，因此是安全的。（2）滾動軸承計算中間軸的軸受力分析簡圖如圖（e ）1）軸承1和2的徑向力分別為 Fr1=3598.311N Fr2=3060.178N2）2）由滾動軸承標(biāo)準(zhǔn)查得7207C型附加軸向力為 Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算 Fd1=0.4* Fr1=0.4*3598.311=1439.324N Fd2=0.4*Fr2=0.4*3060.178=1224.071N 按式13-11得： Fa1=Fd1=1439.324N Fa2=Fd1+Fae=1657.856N 所以：Fa1/C0=1439.324/2000