机械设计课程设计一级减速器

一、课程设计任务书

课程设计题目1:设计带式运输机传动装置

1、运动简图：

（见机械设计参考题目9.1 p71）

2、原始数据：

工作条件：

连续单向运转，载荷平稳，空载运动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差±5%。

二、电动机的选择：

1、选择电动机的类型：

按工作要求和条件，选用Y系列全封闭笼型三相异步电动机。

传动装置的总效率a

a1223450.960.980.970.990.960.867； 根据《机械设计课程设计手册》表1-7查得： ——为V带的效率=0.96,

22——为深沟球轴承效率=0.99=0.98 3——为闭式齿轮传动效率=0.98， 4——为联轴器的效率=0.98,

2

5——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)。

2、选择电动机的功率

工作机所需的功率为： Pw=Fv/1000w 动机的输出功率为: Pd=Pw/1000w

由电动机至工作机之间的总效率 =η12η3η4η5

2

式中η1、η2、η3、η4、η5分别是带传动、齿轮传动的轴承两对、齿轮传动、联轴器、及滚筒的轴承效率。查表得

η=0.96η=0.99η=0.98η=0.98η=0.98、=0.96

1

、

2

、

3

、

4

、

5

w

则 w=0.96*0.992*0.98*0.98*0.98*0.96=0.85 所以 Pd=1400*1.55/1000*0.85 kw=2.55 kw

3、确定电动机转速：

卷筒轴工作转速为：

nw=60*1000v/πD = 60*1000*1.55/π*250 r/min =118.41 r/min

根据《机械设计课程设计指导书》表，可选择V带传动的传动比i'2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i''3~6，则总传动比合理范围为ia6~24，电动机转速的可选范围为na＝ia×n＝（6～24）×118.41＝(710-2368) r/min 。

，其主要性能如上表。

4、确定传动装置的总传动比和分配传动比：

（1）减速器总传动比

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 ia=nm/nw＝1430/118.41=12

（2）分配传动装置传动比

ia＝i0³i1

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，取i0＝3

则减速器传动比为i1＝ia/i0＝12/3＝4

5、计算传动装置的运动和动力参数：

（1）各轴转速

Ⅰ轴：n＝nm/i0＝1430/3＝477 Ⅱ轴：nⅡ＝nⅠ/i　＝477/4＝119.17r/min 1 卷筒轴：nⅢ=nⅡ=117.17r/min

（2）各轴输入功率

Ⅰ轴：PⅠ＝pd³1＝2.55³0.96＝2.448kW

Ⅱ轴：PⅠ³η2³3＝2.448³0.99³0.98＝2.375kW Ⅱ＝p卷筒轴：PⅢ=PⅡ³η2³η4=2.375³0.98³0.98＝2.281kW (3) 各轴输入转矩

T1=Td³i0³1 N²m

P

电动机轴的输出转矩Td=9550d =9550³2.55/1430=17.03N²m

nm

各轴输入转矩

Ⅰ轴： TⅠ＝Td³i0³1 =19.63³3³0.96=49.01N²m

Ⅱ轴：TⅡ＝TⅠ³i1³2³3=49.01³4³0.99³0.98= 190.33N²m 卷筒轴：TⅢ=TⅡ³2³4=190.33³0.99³0.98=182.80 N²m

3、运动和动力参数计算结果整理表：

三、带轮设计

1、确定计算功率Pc：

根据《机械设计基础》表查得工作情况系数KA=1.3，故

Pc=KAPm=1.3*3=3.9 kw

根据功率Pc3.9 kw，n11430r/min，由《机械设计基础》图选取V带型号为A型。

2、确定带轮基准直径D1和D2：

根据《机械设计基础》表选取D1=150 mm，

D2 =D1i0=150*3=450 mm

v=πD1nm/60*1000=11.231 在5-25m/s的范围内，带速合适。

3、确定带长和中心距：

由0.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）初步确定a0=600mm 根据《机械设计基础》得到

L’d=2a0+π/2 (D1+D2)+(D2-D1)2/4a0=2180 mm 由《机械设计基础》表选用基准长度Ld=2240 mm 计算实际中心距：

a=a0+(Ld-L’d)/2=630 mm amin=a-0.015Ld=596.4 mm amax=a+0.03Ld =697.2 mm

4、验算小带轮包角α1：

β = 1800 -(D2-D1)/A*57.5=152.62≥1200

5、确定V带根数Z：

i=3，

根据《机械设计基础》表12-3，表12-4，表12-5，表12-2查得

单根普通V带的基本额定功率 P0=1.9 ΔP0=0.17 Kβ=0.92 KL=1.06 根数

Z=Pd/(P0+ΔP0)KβKL=1.53≈2

取根数为2根。

6、求作用在带轮轴上的压力：

由《机械设计基础》表12-1查得 q=0.10kg/m 单根V带张紧力

F

500PC2.5

(1)qv2

ZVk

50032.5

(1)0.17.482

37.480.95114.66N小带轮轴上压力为

FQ2ZFsin

1

2

23114.66sin

160.15

677.66N

2

四、传动零件齿轮的设计计算

1、材料的选择

假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作8小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。根据《机械设计基础》表初选

小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬度为240-285 HBS， 取260 HBS 大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-220HBS 取210 HBS

齿轮等级精度为9级。

确定许用应力 [σH1]=380+HBS=640MPa [σH2]=380+HBS=600MPa

[σF1]=155+0.3HBS=233MPa [σF2]=155+0.3HBS=221MPa

2、按齿面接触强度设计：

（1）齿数

通常 z1=20～40 取z1=30 Z2=z1i1=30*4=120 （2）小齿传递转矩

T1=9.55*106P1/n1=9.55*106 2.448/477=49011（N.M） (3) 齿宽系数 取φd=1

（4）确定载荷系数 k取1.3-1.6中的 1.4

（5）计算分度圆的直径 d1≥3√[（670/[σH]）2kT1/φd i+1/i]≈47.5 mm （6）确定齿轮模数 m=d1/z1=47.5/30=1.58 mm取 2mm

3、验算轮齿弯曲应力

由《机械设计基础》图，齿形系数YF1=2.52,YF2=2.20，得

σF1=2KT1 YF1/(bm2z1)=2³1.2³5.43³104³2.57/(77³4³32)=48MPa＜[σF1] σF2=σF1 YF2/YF1=33.98³2.16/2.57=41.93MPa＜[σF2] 故弯曲强度足够。

4、齿轮的圆周速度为：

v=πd1n1/(60³1000)

= πmz1n1/(60³1000)

=3.14³2³30³476.67/(60³1000) =1.186m/s

对照《机械设计基础》表10-2可知选用9级精度等级。

5.齿轮的基本参数:

五、传动轴的设计

1、选择轴的材料：

减速器功率不大，有无特殊要求，故选用常用的45钢，经调质处理，其机械性能由《机械设计基础》表查得b650MPa

2、输出轴（II轴）上的功率P2，转速n2，转矩T2：

已知P2=2.375KW , n2=119.17r/min

于是T2=190.33Nm

3、按转矩估算轴的最小直径：

按《机械设计基础》式（13-2）初步估算轴的最小直径A=103-126。

Dmin=A3√p2/n2≈（28.016-34.272）mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用LT6联轴器;计算转矩TaKAT2，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取Ka1.5，则：

TaKAT2=285.495 公称转矩250NM 孔径32 mm

故上轴直径D1-2=32mm

4、轴的结构设计：

（1）拟定II轴上零件的装配方案

选用《机械设计基础》图11-9中的装配方案 （2）确定II

轴的各段直径和长度

1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT6,故d1=32mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取L1=82mm。

2段:取轴肩高2mm，做定位用故 d2=37。该段长度还可以根据结构和安装的要求最后在确定。为了拆卸方便，轴从轴承盖端面伸出15-20mm,由《机械设计课程设计》确定轴承盖的总宽度取45mm，故取L2=60mm.

3段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d,又3段与轴承配合，可以初选深沟球轴承其代号为 6210，尺寸d³D³T=50mm³90mm³20mm,故得d3=50mm。3段与轴承，套筒配合,考虑制造安装误差，取L3=43mm.

4段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d取d4=60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm, 又大齿轮轮毂宽度为60mm,故取L4=55mm。

5段：根据轴肩高度h=(0.07—0.1)d，取d5=72mm,L5=1.4h=9mm。

7段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为6210，可以得到L7=20mm。d7=d3=50mm。 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 （3）确定轴上圆角和倒角尺寸

六、键的设计和计算

1、选择键联接的类型和尺寸：

在7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下：

2、校核键联接的强度：

根据《机械设计基础》表9-11，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力[p]=125MPa。

4000TⅡ4000271.43

==89.29MPa

40838dhl

4000TⅡ4000271.43

键2（齿轮）: p==== 51.41MPa

601132dhl

4000T1400056.53

键3（带轮）: p===107.68MPa

25712dhl

键1（联轴器）: p=

故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。

七、轴承的选择及寿命计算：

考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6210，基本尺寸为d³D³T=50mm³90mm³20mm。主要是承受径向力，由《机械设计基础》表14-6得到X=1,Y=0.

对于I轴圆周力Ft=2000TI/d=2000³56.53/64=1766.56N, 径向力Fr=Ft tan=1766.56³tan20O=642.98N, P=Fr=642.98N, X=1,Y=0

由《机械设计基础》表14-8得温度系数表6-1查得Cr=35.0KN。

10 Lh

60nI



6

633

ftCr6 10135.0105.64³10h 

P60476.67642.98

f

t

=1.0，球轴承=3。由《机械设计课程设计手册》



从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命Lh=8³250³8=32000h=1.6³104h,故所选轴承可满足寿命要求。

，

八、箱体结构的设计：

减速器机体结构尺寸如下：

九、润滑密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/s≤v≤

12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为 H + h ： H=40mm , h=10mm 所以H + h =40+10=50mm

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置，

十、联轴器设计

1.类型选择：

由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器

2.载荷计算：

计算转矩TaKAT2，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取Ka1.5，则：

TaKAT21.5271.48407.22N

3.选取联轴器：

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计手册》表8-5，选取LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径d40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度L184mm。