机械设计二级减速器说明书

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1、 课程设计报告 一、课程设计目的与要求机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是： 1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。 2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。3） 进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。要求学生在课程设计中 1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写

2、工整，二、设计正文1.设计题目及原始数据 设计带式输送机用二级齿轮减速器原始数据：1）输送带工作拉力F= 4660 N;2) 输送带工作速度v=0.63 m/s(允许输送带速度误差为5)；3）滚筒直径D=300 mm;4) 滚筒效率0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）；5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6）使用折旧期 8年；7）动力来源：电力，三相交流，电压380V；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2设计内容：1）传动装置的总体方案设计；选择电动机；计算运动和动力参数；传动零件的设计。2）绘制装配图和零件图。3）设计计算说明书一份，包括：确定传动装置的总体方案

3、，选择电动机，计算运动和动力参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。一.选择电动机；1.选择电动机(1)选择Y系列三相异步电动机。（2）电动机的容量由电动机至工作机的总效率为=1*2*3*4*5 式中各部分效率由设计资料查得：普通V带的效率1=0.96，一对滚动轴承的效率2=0.99（初选球轴承），闭式齿轮传动效率3=0.97（初定8级），十字滑快联轴器的效率4=0.97，卷筒传动效率5=0.96。总效率为=1*2*3*4*5=0.96*0.994*0.973*0.96=0.808电动机所需功率为Pd=(F*v)/(1000*)=3.634kw(2)确定电动机的转

4、速卷筒轴工作转速为nw=(60*1000*v)/()=40.107r/min且初步估取电动机的额定功率为4kw又优先选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机。有设计资料电动机部分选用Y132M1-6或Y112M-4型电动机，同时查得Y132M1-6的满载转速为960r/min,总传动比i总=nd/nw=960/40=24，过小，故不选。综上所述，选取Y112M-4型电动机。其主要性能见表电动机型号额定功率满载转速堵转转矩额定转矩质量Y112M-4414402.243外形和安装尺寸见下表；机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸HABDEF*GDGlADAC/2AD112

5、M11219014028608*724400265115190二 分配各级传动比总传动比为 1440/40.107=35.937由式 i=i1*i2, 式中i1和i2分别为V带传动和减速器的传动比。按传动比分配注意事项，i带i齿，初步取i带=2.99，i齿=i/i带=35.937/2.99=12.019.又在减速器中，取i1=3,i2=4.006。三.计算运动和动力参数（1） 各轴转速：=/i带=1440/2.99=481.605r/min=481.605/3=160.535ddr/min=160.535/4.006=40.074r/min卷筒轴 =40.074r/min(2) 各轴的输入功率

6、：=3.634*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)各轴的输入转矩：69.185nm同理，=199.287nm,=766.640nmT =736.137nm将计算数值列于下表：轴号转速n（r/min）输入功率P(kw)输入扭矩（N.m)电动机轴1440轴481.6053.48969.185轴160.5353.35199.287轴40.0743.217766.640轴40.0743.089736.137四设计计算窄V带传动1.确定计算功

7、率Pca由表查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA*P=1.2*4=4.8kw2.选取窄V带带型根据Pca、由图8-9（课本上）确定选用SPZ型3.确定带轮基准直径由表8-3和表8-7取主动轮基dd1=71mm根据式8-15，从动轮基准直径dd2i*dd1=213mm：按式8-13验算带的速度:由公式得V1=5.353m/s35m/s.故带的速度合适。4.确定窄V带的基准长度和传动中心距根据0.7*（dd1+dd2)a0120o故主动轮上的包角合适。6.计算窄V带的根数Z由式8-22知：Z=Pca/(PO+PO)*K*KL由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3,查表8-5c

8、和8-5d得PO=1.237kwPO=0.217kw查表8-8得K=0.947，查表8-2得KL=0.94则代入公式计算得：Z=3.709取Z=4根7.计算预紧力Fo由式8-23知 查表得q=0.07kg/m，故Fo=185.819N8.计算作用在轴上的压轴力Fp由式得：代入数据得：Fp=1462.51N。五减速器内传动零件的.设计计算高速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40（调质），硬度是280HBS，大齿

9、轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 D.初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=4.006*=96.144，取=96。 E.初选螺旋角=2) 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由图1030选取区域系数 =2.433B. 由图1026查得 =0.78 =0.88 所以 =1.66C. 由表10-7选取齿宽系数 =1D. 查表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 E. 由图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaF. 计算应力循环次数=60nj=60*1440*1

10、*(2*8*300*10)=4.1472*同理 =7.825* 由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.9 , =0.95G. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=540MPa = /S=522.5MPa所以 =（540+522.5）/2=531.25MPaH.由以上计算知：小齿轮传递的转矩 T=69.185Nm=69.185*103Nmm 计算A. 由小齿轮分度圆直径=50.123mmB. 计算圆周速度 v=1.264m/sC. 计算齿宽b及模数 b=50.123mm =2.026mm h=2.25*=5.065mm b/h=9.896D. 计算纵向重

11、合度 =0.318tan=1.093E. 计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=1.264m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数=1.14；由表10-4查得=1.15+0.18*(1+0.62)*2+0.31*10-3*b=1.804;查图10-13得1.62；查表10-3得所以 载荷系数 K =2879F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 60.965mmG. 计算模数 2.465 3) 按齿根弯曲强度设计由式10-17： 确定计算参数A. 计算载荷系数K =2.586B. 由纵向重合度=1.903，查图10-28得螺旋角影响系数=0.88C. 计算当量齿数 同理 =105

12、.089D. 查取齿形系数 由表10-5查得齿形系数592； 176E. 查取应力校正系数6； =1.794F.由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； G由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；0.88H.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则； 同理=238.86MPa计算大、小齿轮的，并加以比较=0.01365 =0.01632所以,大齿轮的数值大5) 设计计算=1.716mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 60.965m

13、m来计算应有的齿数。于是有=29.577 取=30 则=u=120.18.取=1204. 几何尺寸计算1) 计算中心距a=154.592mm 将中心距圆整为155mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角14.593o=14o3535因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径62.000mm 同理 =248.001mm4) 计算齿轮宽度b=62.000mm 圆整后取65mm =70mm此时传动比i2=4,i带=2.99,i1=3.005，经修正后得：轴号转速n（r/min）输入功率P(kw)输入扭矩（N.m)轴481.6053.48969.185轴160.2683.35199.6

14、19轴40.0673.217766.774轴40.0673.089736.266 低速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如课本上图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由表101选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。D. 初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=3.005*=72.12，取72。2) 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算 确定公式内的数值A. 试选 =1.3，由图1030选取区

15、域系数 =2.433B. 由图1026查得 =0.771 =0.980 所以 =1.751C. 由表10-7选取齿宽系数 =1D. 查表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 E. 由图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaF. 计算应力循环次数=60nj=60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*同理 =1.495* 由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.94 =0.98G. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=564MPa = /S=539MPa所以

16、=592.4MPa3) 计算A. 小齿轮分度圆直径所以 =81.207mmB. 计算圆周速度v=0.681m/sC. 计算齿宽b及模数mtb=1*81.207=81.207mmmt =d3t/Z1=3.384mmh=2.25*mt=7.613mmb/h=10.667D. 计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=0.681m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数=1.1；直齿轮，假设*Ft/b100N/mm查表10-3得1.2;由表10-4查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时=1.15+0.18*(1+0.62)*2+0.31*10-3*b=1.463；由b/h=10.667,=1.

17、463,查图10-13得1.35；所以 载荷系数 K =1.931E. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径92.656mmF. 计算模数d3/z3=92.656/24=3.861 4) 按齿根弯曲强度设计确定计算参数A. 计算载荷系数K =1.782B. 查取齿形系数由表10-5查得齿形系数2.65； 2.236应力校正系数1.58； =1.754C. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；D. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 87；89E. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则310.714MPa； 同理=241.571MPaF. 计算大、小齿轮的，并加以比较=

18、0.01348 =0.01624大齿轮的数值大5) 设计计算=2.791mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 92.656mm来计算应有的齿数。于是有d/m=92.656/3=30.885, 取=31 则=u=93.155,取Z4=93这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。6) 几何尺寸计算A. 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1*m=31*3=93mmd2=z2*m=93*3=279

19、mmB. 计算中心距a=(d1+d2)/2=186mm C. 计算齿轮宽度b=93mm 圆整后取95mm =100mm7) 验算 Ft=2*/d1=4292.88N*Ft/b=46.16100.故合适。8）此时i带=2.99,i1=3,i2=4,经再次修正后得：轴号转速n（r/min）输入功率P(kw)输入扭矩（N.m)轴481.6053.48969.185轴160.5353.35199.287轴40.1343.217765.499轴40.1343.089735.036六 校验传动比实际传动比为 i实=2.99*3*4=35.88总传动比 i总=35.937所以传动比相对误差为 （35.937

20、-35.88）/35.937=0.159%七.轴的结构设计及计算一.高速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 由前面分析知：3.489kw =481.605r/min =69.185Nm2) 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为62.000mm而 圆周力 Ft=2*/d1=2231.774N 径向力 Fr=839.378N 轴向力 =218.532N 3). 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=112，于是得： 21.671mm输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的直径d-，为了便于制造，故初选d-=25mm4.轴的结构设计1)拟定轴

21、上零件的装配方案 本题的装配方案如上述分析所述，按课本上P48图5-34所示装配。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴向定位要求，-轴段右端制出一轴肩，故取-段的直径d-=35mm;并根据带轮的宽度选L-=B=(Z-1)*e+2*f=38mm.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球承。参照工作要求并根据d-=35mm，由轴承中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7008C。起尺寸为d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取d-=d-=40mm，且取挡油板宽度为10+2mm,故L-=B+10+2=27mm.显然，d-=d-+2*h起轴

22、肩定位作用，故取 d-=55mm.根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离Xe1 875.349/2054.976=e2故对轴承1，X1=0.44，Y1=1.275 对轴承2，X2=1，Y2=0按表13-6，取载荷系数fp=1,则： P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N4)验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承2的受力大小验算 又 n=481.605r/min，C=20000N,=3,代入计算得： 31899.596h=5.46年故所选轴承可满足要求。

23、（3）键联接计算 由以上计算得与带轮连接的直径为25mm，长度为38mm。今采用圆头普通平键A型，b*h=8*7mm,长度L=32mm，键的材料为45钢。 又键的工作长度l=L-b=32-8=24mm,转矩为T=T1=69.185*103 Nmm 因此挤压应力p=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mpa =100Mpa故此键联接强度足够。二.中间轴的结构设计1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=115，于是得： 31.661mm 轴的最小直径是安装在轴承上的，同时选角接触球轴承。并根据31.661mm可选7

24、207C，其尺寸为d*D*B=35*72*17mm.2.轴的结构设计1）显然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）取安装齿轮处的轴段-和-直径为 d-=d-=40mm且由齿轮宽度得：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)小直齿轮的作用点与右支撑受力点间的距离为：l1=L-a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取l1=71mm 大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为

25、l2=L-a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取l2=56mm.小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为l3=B1/2+B2/2+L-=50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齿轮上的力： 已知 d2=93mm,而Ft=2*T/d=2*199.287*103/93=4285.742N Fr=Ft*tann=4285.742*tan20o=1559.882N 圆周力Ft及径向力Fr的方向如图所示由以上计算得：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3466.982NFNH2=3050.534NFNV1=-963.266NFNV2=242.762N弯矩MMH1=246

26、155.722NmmMH2=170829.904NmmMV1=68391.886NmmMV2=13594.672Nmm总弯矩MM1=（MH2+MV12)1/2=255480.116NmmM2=(MH2+MV22)1/2=171369.983Nmm扭矩TT=199.287Nm6.按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，由以上分析可知危险截面B最危险，取a=0.6,轴的计算应力 32.65Mpa前已选定轴的材料为45钢，由表查得=60MPa，因此是安全的。（2）滚动轴承计算中间轴的轴受力分析简图如图（e ）1）轴承1和2的径向力分别为 Fr1=3598.311N Fr2=3060.178N2）2）由滚动

27、轴承标准查得7207C型附加轴向力为 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=1439.324/20000=0.07196 同理，Fa2/C0=0.0829由表13-5进行插值计算得：e1=0.444,e2=0.456再计算 Fd1=e1*Fr1=0.444*3598.311=1597.65N Fd2=e2*Fr2=0.456*3

28、060.178=1395.441N Fa1=Fd1=1597.65N Fa2=Fd1+Fae=1597.65+218.532=1816.182N所以：Fa1/C0=1597.65/20000=0.0799 Fa2/C0=1816.182/20000=0.091综上两次计算相差不大，因此确定：e1=0.444,e2=0.456，Fa1=1597.65N，Fa2=1816.182N3）求当量动载荷P1和P2 因为 1439.324/3598.311=0.399e2故对轴承1，X1=1，Y1=0 对轴承2，X2=0.44，Y2=1按表13-6，取载荷系数fp=1,则： P1=fp*(X1Fr1+Y1

29、Fa1)=fp*X1Fr1=3598.311N P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2+Y2Fa2=3004.334N4)验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承2的受力大小验算 又 n=160.535r/min，C=30500N,=3,代入计算得： 108583.2h=18.59年故所选轴承可满足要求。（3）键联接计算 由以上计算得与小直齿轮及大斜齿轮连接的轴径d=40mm,今采用圆头普通平键A型，b*h=12*8mm,长度L直=90mm，L斜=56mm,键的材料为45钢。 又键1的工作长度l1=L1-b=90-12=78mm, 转矩为T=T1=T2=199.287*103 Nmm 键2的工作长度l2=L2-b=56-12=44mm因此挤压应力p1=(4*T)/(d*h*l1)=4*199.287*1000/(40*8*78)=31.937Mpa =100Mpap2=(4*T)/(d*h*l2)=4*199.287*1000/(40*8*44)=56.616Mpa =100Mpa故此两键联接强度均足够，即两键均合格。19