機械設計課程設計一級減速器-實例

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上課程設計(綜合實驗)報告名 稱： 機械設計基礎課程設計 題 目： 一級減速器 院 系： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 設計周數(shù)： 日 期： 成 績： 目 錄4.5.7.9001.12.1213.1313144、141618.1903致謝.233一、課程設計任務書課程設計題目：膠帶式運輸機傳動裝置1、運動簡圖：2、原始數(shù)據：題號參數(shù)12345678910運輸帶工作拉力F（KN）1.41.51.51.61.71.81.51.61.82運輸帶工作速度v（m/s）21.51.61.81.51.521.51.82滾筒直徑D（mm）30028032030030032

2、0300280300320每日工作時數(shù)T（h）816816816816816使用折舊期（y）88888888883、已知條件：1、工作情況：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許運輸帶速度誤差為±5%；2、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內，清潔;4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量。4、設計工作量： 1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設計說明書1份。二、傳動裝置總體設計方案:1、組成：傳動裝置由電機、減速器、

3、工作機組成。2、確定傳動方案：其傳動方案如下：三、電動機的選擇：1、選擇電動機的類型：按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。選擇V帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器（展開式）。傳動裝置的總效率；根據機械設計課程設計手冊表1-7查得：為V帶的效率=0.96,為深溝球軸承效率=0.992=0.98為閉式齒輪傳動效率=0.97，為聯(lián)軸器的效率,卷筒效率=0.96(包括其支承軸承效率的損失)。2、電動機的選擇負載功率: 折算到電動機的功率為:3、確定電動機轉速：卷筒軸工作轉速為：根據機械設計課程設計指導書表1，可選擇V帶傳動的傳動比，一級圓柱直齒輪減速器傳動比，則總傳動比合理

4、范圍為，電動機轉速的可選范圍為×n（624）×95.54573.242292.96r/min。根據機械設計課程設計手冊表12-1，可供選擇電機有：序號電動機型號同步轉速/(r/min)額定功率/kW滿載轉/(r/min)堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定轉矩1Y100L-23000328702.22.3332Y100L2-41500314302.22.3383Y132S-6100039602.02.0634Y132M-875037102.02.079綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比，可以選擇的電機型號為Y100L2-4，其主要性能如上表。 四、確定傳

5、動裝置的總傳動比和分配傳動比1、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：（1）減速器總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為（2）分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取3，則減速器傳動比為14.97/352、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：（1）各軸轉速 軸：1430/3476.67r/min 軸：476.67/595.33r/min  卷筒軸：=95.33r/min（2）各軸輸入功率軸：×2.94×0.962.82kW軸：×2×2.8

6、2×0.99×0.972.71kW卷筒軸：=×2×4=2.71×0.99×0.992.66kW各軸輸出功率軸：=2.82×0.99×0.972.71kW軸：2.71×0.99×0.992.66kW卷筒軸：=×5=2.66×0.962.55kW（3） 各軸輸入轉矩 =×× N·m電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×2.94/1430=19.63N·m各軸輸入轉矩軸： ×× =19.63×3&#

7、215;0.96=56.53N·m軸：×××=56.53×5×0.99×0.97= 271.43N·m 卷筒軸：=××=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m 各軸輸出轉矩軸： =56.53×5×0.99×0.97=271.43N·m軸：=271.43×0.99×0.99=266.03 N·m卷筒軸：=×=266.03×0.96=255.39 N·m3

8、、運動和動力參數(shù)計算結果整理表：軸名功率 P/KW轉距T/N*M轉速nr/min轉動比i效率輸入輸出輸入輸出電機軸2.9419.63143030.96軸2.822.7156.53271.43476.6750.96軸2.712.66271.43266.0395.3310.98卷筒軸2.662.55266.03255.3995.3310.96五、帶輪設計1、確定計算功率：根據機械設計基礎表12-6查得工作情況系數(shù)=1.0，故 2、選取V帶型號：根據功率3kw，1430r/min，由機械設計基礎圖12-14選取V帶型號為A型。3、確定帶輪基準直徑D1和D2：根據機械設計基礎表12-7選取=100mm

9、，機械設計基礎第240頁得到滑動率 根據機械設計基礎表12-7選取=300mm。大帶輪轉速其誤差<5%，故允許。4、驗算帶速v：在5-25m/s的范圍內，帶速合適。5、確定帶長和中心距： 由0.7（+）2（+）初步確定=600mm根據機械設計基礎第246頁得到由機械設計基礎表12-2選用基準長度計算實際中心距：6、驗算小帶輪包角：7、確定V帶根數(shù)Z： i=3，根據機械設計基礎表12-3，表12-4，表12-5，表12-2查得單根普通V帶的基本額定功率根數(shù)取根數(shù)為3根。8、求作用在帶輪軸上的壓力：由機械設計基礎表12-1查得 q=0.10kg/m單根V帶張緊力小帶輪軸上壓力為9、帶輪主要參

10、數(shù)：小輪直徑（mm）大輪直徑（mm）中心距a（mm）基準長度（mm）帶速（m/s）帶的根數(shù)z100300577.3418007.483六、傳動零件齒輪的設計計算1、材料選擇： 假設工作壽命為8年，每年工作250天，每天工作8小時，帶式輸送機工作經常滿載，空載啟動，工作有輕震，不反轉。根據機械設計基礎表10-1初選小齒輪材料為40Cr經調質處理其硬度為240-285 HBS，取260 HBS,大齒輪材料為ZG340-640經正火處理其硬度為180-220 HBS取210 HBS；齒輪等級精度為9級。由機械設計基礎圖10-7，Hlim1=700MPa，Hlim2=400MPa由表10-4， 安全系

11、數(shù)SH =1.1故H1=Hlim1/SH=700/1.1=636MPa H2=Hlim2/SH=400/1.1=363MPa由圖10-10，F(xiàn)lim1=240MPa，F(xiàn)lim2=140MPa由表10-4，SF =1.3故F1=Flim1/SF=240/1.3=184.6MPa F2=Flim2/SF=130/1.3=107.7MPa2、按齒面接觸強度設計：根據機械設計基礎表10-3取載荷系數(shù)K=1.2，第199頁取齒寬系數(shù)a=0.4小齒輪的轉矩為T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.71/476.67=5.43×104 N m

12、m按機械設計基礎式（10-6）計算中心距（已知減速器傳動比=u=z1/z2=5） 取z1=32，則z2=325=160,故實際傳動比為i=160/32=5=i1，模數(shù)為 m=2a/(z1+z2)=2*181.65/(32+160)=1.89 mm根據機械設計基礎表4-1取m=2mm。中心距為 a=0.5 m(z1+z2)=192mm齒寬為 b=a a=0.4*192=76.8 mm取b2=77mm，b1=83mm。為補償安裝誤差，保證接觸齒寬，通常小齒輪齒寬應比大齒輪齒寬大5-10mm.齒輪分度圓直徑d1=mz1=2*32=64 mm d2=mz2=2*160=320 mm3、驗算輪齒彎曲強度

13、（齒寬應取接觸齒寬b=77mm）： 由機械設計基礎圖10-9，齒形系數(shù)YF1=2.57,YF2=2.16，得 F1=2KT1 YF1/(bm2z1)=2×1.2×5.43×104×2.57/(77×4×32)=33.98MPaF1 F2=F1 YF2/YF1=33.98×2.16/2.57=28.56MPaF2故彎曲強度足夠。4、齒輪的圓周速度為： v=d1n1/(60×1000)= mz1n1/(60×1000)=3.14×2×32×476.67/(60×1000

14、)=1.597m/s 對照機械設計基礎表10-2可知選用9級精度等級。5.齒輪的基本參數(shù):名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)32160分度圓直徑64320分度圓齒距PP= m 6.286.28齒頂高=* m22齒根高2.52.5齒頂圓直徑68324齒根圓直徑59315中心距192齒寬8377 七、傳動軸的設計1、 選擇軸的材料：選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，其機械性能由機械設計基礎表13-1查得,2、輸出軸（II軸）上的功率P2，轉速n2，轉矩T2：已知P2=2.71KW , n2=95.33r/min于是T2=271.48Nm3、初步確定軸的最小直徑：先按機械設計基礎式（13-2）初步估

15、算軸的最小直徑。（根據表11-2選C=110）輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器;計算轉矩，查機械設計基礎表16-2,考慮到轉矩變化很小，故取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計課程設計手冊表8-5，選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為500Nm，半聯(lián)軸器的孔徑，故取mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的孔長度mm。4、 軸的結構設計：（1） 擬定II軸上零件的裝配方案選用機械設計基礎圖11-9中的裝

16、配方案（2） 確定II軸的各段直徑和長度 1段:與聯(lián)軸器配合，已知聯(lián)軸器為LT7,故d1=40mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取=82mm。2段:選用氈圈油封，機械設計課程設計指導表7-12，選用氈圈 45，故d2=45mm。為了拆卸方便，軸從軸承蓋端面伸出15-20mm,由機械設計課程設計表1-3確定軸承蓋的總寬度取45mm，故取L2=60mm.3段：根據軸肩高度h=(0.070.1)d,又3段與軸承配合，可以初選深溝球軸承其代號為6210，尺寸d×D×T=50mm×90mm×20mm,故得d3=50mm。3段與軸承，套筒配合,

17、考慮制造安裝誤差，取L3=43mm.4段：根據軸肩高度h=(0.070.1)d取d4=60mm, 4段與大齒輪配合，故大齒輪內徑為60mm,又大齒輪輪轂寬度為77mm,故取L4=75mm。5段：根據軸肩高度h=(0.070.1)d，取d5=72mm,L5=1.4h=9mm。6段：根據L3、L5確定出L6=14mm，d6=d4=60mm。7段：和3段都要與軸承配合，軸承型號為6210，可以得到L7=20mm。d7=d3=50mm。至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。（3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。因為d1=40mm，由機械設計課程設計手冊表4-1查得平鍵為

18、b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003摘錄），鍵槽用鍵槽銑刀加工，取長度為50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6;同樣，齒輪與軸的聯(lián)接，根據d4=60mm,查表4-1選用平鍵為b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003摘錄），取長度為50mm，為了保證齒輪與軸配合良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸根據機械設計課程設計手冊表1-27取軸端倒角為2×45°。（5） 其他軸（I軸）的設計簡圖輸入軸最小直徑為，相關尺寸參照II軸的計算。其中機械設計課程設計手冊表4

19、-1選擇平鍵為b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003摘錄），長度取20mm。5、危險截面的強度校核: 因已知大齒輪的分度圓直徑為d=320mm，軸的轉矩=271.43Nm圓周力Ft=2000/d=2000×271.43/320=1693.44 N徑向力Fr=Ft tan=1693.44×tan20O=616.36 N由于為直齒輪，軸向力=0其受力方向如下圖所示L=141mmRHA=RHB=Ft/2=1693.44/2=846.72 NMHC= RHA L/2=846.72×141/(2×1000)=59.69 NmRVA

20、=RVB=Fr/2=616.36/2=308.18 NmMVC= RVA L/2=308.18×141/(2×1000)=21.73 Nm,扭矩T=271.43 Nm其受力方向如圖所示校核 MC =63.52Nm Me =184.72 Nm 機械設計基礎P277頁有折算系數(shù)的選擇由機械設計基礎表13-3查得，-1 b =60MPad10=10×=31.34mm考慮鍵槽，d=31.34×1.05=31.91mm50mm則強度足夠。 八、鍵的設計和計算1、選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸：在7-4軸的結構設計中，已經選擇了所用到的鍵，現(xiàn)列表如下：序號bhL工作長度l1

21、（聯(lián)軸器） 12 850 382（齒輪） 18 1150 323（帶輪） 8 720 122、校核鍵聯(lián)接的強度： 根據機械設計基礎表9-11，由軸和齒輪材料，選取許用擠壓應力=125MPa。鍵1（聯(lián)軸器）: =89.29MPa鍵2（齒輪）: = 51.41MPa鍵3（帶輪）: =107.68MPa故滿足擠壓強度條件，所以所有鍵均符合設計要求，可用。 九、軸承的選擇及壽命計算：考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承，在7-4已經選擇了深溝球軸承為6210，基本尺寸為d×D×T=50mm×90mm×20mm。主要是承受徑向力，由機械設計基礎表14-6

22、得到X=1,Y=0.對于I軸圓周力Ft=2000/d=2000×56.53/64=1766.56N, 徑向力Fr=Ft tan=1766.56×tan20O=642.98N, P=Fr=642.98N, X=1,Y=0由機械設計基礎表14-8得溫度系數(shù)=1.0，球軸承=3。由機械設計課程設計手冊表6-1查得=35.0KN。 5.64×106 h從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年（年工作日為250天）。預期壽命=8×250×8=32000h=1.6×h,故所選軸承可滿足壽命要求。 十、箱體結構的設計：減速器的箱體采用鑄造（H

23、T200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度：在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱：因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH應不小于3050mm, 取H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性：鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 附件設計： A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入

24、進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部

25、要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以搬運機座或整個減速器.5.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查機械課程設計指導書表34軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4262218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42416外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離>1.215齒輪端面與內機壁距離>15機蓋，機座肋厚7 7軸承端蓋外徑+（55.5）112（1軸）140（2軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離100（1軸）100（2軸）十一、潤滑密封設計對于一級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度0.8m/sv12m/s，采用浸油潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為 H + h ： H=40mm , h=10mm所