机械设计二级减速器说明书

1、督.2 3曲A音 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

2、明书正确、书写工整，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=0.63m/s（允许输送带速度误差为土 5%）;3）滚筒直径D=300 mm;4）滚筒效率n = 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

3、，包括：确定传动装置的总体方案，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n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5式中各部分效率由设计资料查得：普通V带的效率n 1=0.96,一对滚动轴承的效率 n 2=0.99 (初选球轴承)，闭式齿轮传动效率 n 3=0.97 (初定8级)，十字滑快联轴器的效率 n 4=0.97，卷筒传动效率n 5=0.96。总效率为 n = n 1* n 2* n 3* n 4* n 5=0.96*

4、0.99 4*0.973*0.96=0.808电动机所需功率为Pd=(F*v)/(1000* n )=3.634kw(2)确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为nw=(60*1000*v)/(兀d3=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=35.93755iY132M1-6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=门d/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

5、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*GDGlDAAC/2AD112M11219014028608*742004652 115190分配各级传动比总传动比为由式i=h*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 h=3,i2=4.006。三. 计算运动和动力参数(1) 各轴转速：山=nm/T 带44440/2.99=481.605r/minn

6、” = 2L =4840605/3=!691535ddi7mi nh 一 3 一 minn 仃=n=27d.535/4.006=?ro,Q24r/mini3.5minl2卷筒轴 n 戒=n b =40.074r/min 各轴的输入功率：Pi = PdSi =3563480.96=39989kw 5.3084P” = Pi * ；42* n %-=0.484*c0980*.97-=3!.35kW0982Pm = P” *n 2*5.098235*0.98*0.99=3.244册63Pw = Pm *忌叫34=32098299*0紡=30089kw 4.8963Pi(3) 各轴的输入转矩：Ti =

7、9550=69.i5flmNmnl同理，T” =497,984969，T m =76625?55nT w =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1440I轴481.6053.48969.185”轴160.5353.35199.287m轴40.0743.217766.640w轴40.0743.089736.137四设计计算窄V带传动1.确定计算功率Pca由表查得工作情况系数Ka=1.2，故Fla =K*P=1.2*4=4.8kw选取窄V带带型4督.2 3曲A音 课程设计报告5督.2 3曲A音 课程设计报告根据Pca、nj

8、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 根据式8-15，从动轮基准直径 按式8-13验算带的速度： 由公式二d d1n 1dd1=71mmdd2= i*d d1=213mm6000得 V 1=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)a120o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/(PFb)*K a *Kl由 nm=1440r/min, ddi=71mm,i=3,查表 8-5c和 8-5d 得Fb=1.237kw Po=0.217k

9、w查表8-8得Ka =0.947，查表8-2得则代入公式计算得：取Z=4根7.计算预紧力Fo由式8-23知 F 0Z=3.709查表得q=0.07kg/m，故ecKl=0.94e fv：1e f- 1qv6督.2 3曲A音 课程设计报告Fo=185.819N#督.2 3曲A音 课程设计报告#督.2 3曲A音 课程设计报告8.计算作用在轴上的压轴力Fp由式得：F p二2 zF 0cosji=2 zF 0 cos(亍)2 zF 0 sin#督.2 3曲A音 课程设计报告代入数据得：Fp=1462.51N。五减速器内传动零件的.设计计算材料及齿数高速齿轮组的设计与强度校核选定齿轮类型、精度等级、#督

10、.2 3曲A音 课程设计报告A.B.如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动；运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度(GB10095 88)；C.材料选择。由表10 1选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度#督.2 3曲A音 课程设计报告是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 乙=24,大齿轮齿数为 Z 2 =4.006* Z1 =96.144，取Z 2 =96。E. 初选螺旋角3 =14 =2）按齿面接触强度设计；2Kt（u +1） Zh Ze 2 dit 启;（）V ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆

11、直径dt = Zl m_（42j.O00mm同理 d 2 =248.001mmcos P4）计算齿轮宽度b= ddt =62.000mm圆整后取 B2 =65mmBt =70mm此时传动比i2=4,i带=2.99片=3.005，经修正后得：轴号转 速n(r/mi n )输入功率P（kw）输入扭矩（N- m）I轴481.6053.48969.185n轴160.2683.35199.619川轴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

12、器， 速度不高，故选用8级精度（GB10095 88）;C. 材料选择。由表 10 1选择小齿轮材料为40Cr （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。初选小齿轮齿数 Z3=24，大齿轮齿数为 Z4 =3.005* Z 3 =72.12，取72。11督.2 3曲A音 课程设计报告2）按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算d3t _3 2KtT2（U 1）（ZhZe）2Y4d SCT h 确定公式内的数值A. 试选 Kt=1.3，由图10 30选取区域系数ZH =2.433B. 由图 10 26 查得 ；a3=0.771;a4

13、 =0.980 所以；a =1.751C. 由表10-7选取齿宽系数 d =1D. 查表10 6得材料的弹性影响系数ZE =189.8 MPa 2E. 由图10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为H lim 3=600MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限为H lim 4 =550MPaF. 计算应力循环次数N 3 =60nj Lh =60*160.268*1*(2*8*365*8)=4.493*810同理N 4 =1.495* 10v=12督.2 3曲A音 课程设计报告v=#督.2 3曲A音 课程设计报告由图10 19查得接触疲劳寿命系数K HN 3=0.94 K HN 4=0.98

14、G. 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K HN 3 H lim 3/S =564MPa二 H 打=K HN 4 ；H lim 4於=539皿卩玄所以；H =592.4MPa3) 计算A. 小齿轮分度圆直径2K“2(u 1) Zh Ze 2所以 d3t 芈 ()=81.207mmYSaU6 B. 计算圆周速度d 3t nn=0.681m/s60 * 1000C. 计算齿宽b及模数,b= d d3t =1*81.207=81.207mmv=13督.2 3曲A音 课程设计报告-.=d 3t/Zi =3.384mmh=2.25* 二=7.613mmb/h=10.667D.

15、计算载荷系数 K已知使用系数K A=1，根据v=0.681m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数K v =1.1 ;直齿轮，假设 K A*Ft/b100N/mm 查表 10-3 得 KHa =KFa =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K H 鬥 115+0.10*18fc.d.23*t1dc2+(b31*1-0 -3*b=1.463 ；23由 b/h=10.667, K h RhSd2,查图18也13得思甘035p所以 载荷系数K =Ka Kv KHa K=1.931E. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径=92.6213mmd 3 d 3t14督.2

16、3曲A音 课程设计报告F. 计算模数d 3 cos -mn =d3/z3=92.656/24=8.861Z32KT2Y ：cos2 -YFa Ysa4) 按齿根弯曲强度设计dZ；a 二 F mn - 确定计算参数A. 计算载荷系数K = K a K v K Fa K f -1.782B.查取齿形系数由表10-5查得齿形系数 YFa3 =2165 ； YFa4 =2.236应力校正系数 Ysa3 =1.58 ； Ysa 4 =1.754C.由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE3=500 MPa二 FE 4 - 380 MPaD. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3=097；

17、 Kfn4=0.89E. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ;贝9K FN 3； FE 3；-f3 一 =321.73MPa ; 同理 F 4 =241.571MPaSY YF. 计算大、小齿轮的 Fa Sa，并加以比较6Y Fa 3Y Sa 3丫 Fa 4Y Sa 4=0.01348 =0.01624 二 F】3二 F】4大齿轮的数值大5) 设计计算m：2TL2Y=2.791mmdZ3 ；a“对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn =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

18、直径d 3 =969656mm来计算应有的齿数。于是有Z3 =由市貶656/3=30.885,取 Z3=31则 Z4 =uZ 3 =93.155,取 乙=93m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=93mm d2=z2*m=93*3=279mmB. 计算中心距a=（d i+d2）/2=186mmC. 计算齿轮宽度b= dd 3 =93mm圆整后取 B4 =95mmb3 =100mmPi7）验算 Ft=2* T /宙=5292.882 35 .2050K A

19、* 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输入功率输入扭矩(r/mi n )P(kw)(N- m)i轴481.6053.48969.185n轴160.5353.35199.287川轴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(35.937-35.88) /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：Pi = 33489k

20、W5.3485 * 0.9925 = 5.384ni =481.605r/mi nPiTi =69585Nm 二 35 .2050ni2) 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62.000mmPi而 圆周力 Ft=2* T i /d195531.774N 35.2050nitan an 径向力Fr= Fr 二 Ft- =839.378Ncos P轴向力 Fa = Ft tan 一： =2188332123) .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A0=112，于是得:,P3d min = A0 3=247676mmm n3输出轴的最小直径显然是安

21、装大带轮处轴的直径 d I - n,为了便于制造，故初选di-n =25mm4.轴的结构设计1) 拟定轴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，I - n轴段右端制出一轴肩，故取n -川段的直径dn-m =35mm;并根据带轮的宽度选 L i-n =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 dn -m =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

22、=40mm*68mm*15mr故取 d山-出=dw -別=40mm且取挡油板宽 度为10+2mm故L山-出=B+10+2=27mm显然，- y =d 一出+2*h起轴肩定位作用，故取 dw- v =55mm根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离X2*m。故将齿轮与轴做成一体，即齿轮轴。此时齿轮与轴使用同种材料并均经过相应热处理，所以Lv-切=B=70mm.显然，齿轮轴处安装齿轮的轴径dv 为齿轮轴的齿顶圆直径，即dv -切=62+2*ha=66.000mm,同理 d=d w- v =55mm 且 L叩-別=L - w =27mmL-叩= 2-2=10-2=8mm,Lw-v =100+3+A2-2

23、-2.5*2=115,同时为了满足凸缘式端盖装拆要求，取Ln-山=66mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5轴上力的作用点及支点跨距的确定(1) 由手册上查得轴承的a值为14.7mm，计算得出带轮上力作用点与支撑受力点的距离为L1=0.5* LI-n +Ln -m +a=100mm;齿轮中心与左支撑受力点的距离为L2=0.5* Lv-w +Lw-v +L山-w-a=162mm齿轮中心与右支撑受力点的距离为L3=0.5* L v -w +L- vn +L 叩-別-a=55mm.6 .轴、滚动轴承及键联接的强度计算(1)轴的强度计算。由题图的传动方案， 假设高速轴上小斜齿轮右旋，并旋转方向

24、为右旋，而且 3 =14.593高速齿轮轴的材料应与小齿轮原定材料相同，即45纲调质处理，此材料的M6=650Mpa, - J =60Mpa.高速轴的受力分析和弯扭矩图如下图所示（见下页）从轴的结构图以及弯矩图中可以看出C截面是轴的危险截面，现将计算出的截面 C出的Mh、Mv及M值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFnhi =557.944NFnh2=1673.831NFnv1=1815.28NFnv2=-1192.148N弯矩MM H=92060.76NmmM V1 =-117000.8NmmM v2=-65568.14Nmm总弯矩2 2 1/2M i = ( M h +M vi ) =

25、117000.8Nmm2 2 1/2M2=(Mh +Mv2 ) =117083.9Nmm扭矩TT1=69.185*103Nmm19督.2 3曲A音 课程设计报告20督.2 3曲A音 课程设计报告6按弯扭组合应力校核轴的强度进行弯钮校核时， 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6,轴的计算应力为:ca2 2M （aTs）=4.321Mpa前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，由表15-1查得匚J=60MPa，因此是安全的。（2）滚动轴承计算高速轴的轴受力分析简图如图（f ）1）轴承B和D的径向力分别为2 2 2 2Fri= . F nh 1 F nh 1 =189909N 2

26、11 .7=474 Ni 2222Fr2= v F nh 2 + F nh 2 =2o59976N 360 .3=1151 N2） 由滚动轴承标准查得7008C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*1899.09=759.636NFd2=0.4*F r2=0.4*2054.976=821.99N按式 13-11 得：Fa1=Fae+Fd2=218.532+821.99=1040.522NFa2=Fd2=821.99N所以：Fa1/C0=1040.522/15200=0.0685同理，Fa2/C0=0.0541由表13-5进行插值计算得：

27、ei=0.44,e2=0.426再计算Fd1=e1*Fr1=0.44*1899.09=835.599NFd2 =e2*F r2=0.426*2054.976=875.349NFa1=Fae+Fd2=875.349+218.532=1093.881NFa2=Fd2=875.349N所以：Fa1/C0=1093.881/15200=0.0719Fa2/C0=875.349/15200=0.0576综上两次计算相差不大，因此确定：e1=0.44,e2=0.426，Fa1=1093.881N，Fa2=875.349N3）求当量动载荷P1和P2电=1093.88161899.09=0.576 1FM 4

28、74Fa2 783=875.349/2054.976=e2Fr2 1151故对轴承 1 , Xi=0.44 , Yi=1.275610广C60 n P丿对轴承 2, X2=1 , 丫2=0按表13-6，取载荷系数fp=1,则：P=fp*(X 1Fr1+Y1Fa1)=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N 二P2=f p*(X 2Fr2+Y2Fa2)=X2Fr2=Fr2=2054.976N4)验算轴承寿命106 C因为L P1P2，所以按轴承2的受力大小验算60 n I P 丿又 n=481.605r/min, C=20000N, =3,代入计算得：31899.596h=

29、5.46年故所选轴承可满足要求。(3)键联接计算F2T由以上计算得与带轮连接的直径为25mm长度为廿38mm今采用圆头普通平键pA型，b*h=8*7mm,长度L=32mm键的材料为45钢。klkld又键的工作长度 l=L-b=32-8=24mm,转矩为 T=T1=69.185*10 3 Nmm因此挤压应力 (T p=(4*T)/(d*h*l)=4*69.185*1000/(25*7*24)=65.89Mpa=100Mp a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a0=115，于是得：d min A0 3P3=317666

30、mmm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dmin =视66仏性可埠67门37207C，其尺寸为 d*D*B=35*72*17mm.2.轴的结构设计 1)显然 d I - n =d V-w =35mm且查表知 B=17mm所以：LI - n =B+10+A2+2=39mmLv - w =B+10+A 2+2.5+2=41.5mm2)取安装齿轮处的轴段n -川和W - V直径为 dn=dw-V =40mm且由齿轮宽度得：Ln -皿=100-2=98mm,Lw -V =65-2=63mm3) 由以上分析知：d皿-w =d n -山 +2* (5.458.5 ),取 d 皿-w

31、=50mrp 且 L皿 _出=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:I 尸L _ 且-a+Bi/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm , 取 l i=71mm大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为I 2=L-v _a+B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm,取 I 2=56mm.小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为I 3=Bi/2 +B2/2+L山-w =50+32.5+9.5=92mm6）求作用在小直齿轮上的力：已知 d2=93mm而 Ft=2*/d n =2*199.287*10 3/93=4285.742NFr=Ft*tan

32、a n=4285.742*tan20 =1559.882N圆周力R及径向力Fr的方向如图所示22督.2 3曲A音 课程设计报告由以上计算得: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=246155.722NmmMH2=170829.904NmmM v1=68391.886Nmm Mv2=13594.672Nmm总弯矩M2 2 1/2M1=( Mh +Mv1 ) =255480.116Nmm2 2 1/2M2=(M h +M V2 ) =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2 2 M 曲）32.65Mp aW前已选定轴的材料为 45钢，由表查得二J=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fFr1= . F 2 NH1- F 2 NH1 =3598321N211 .7 2 = 474 NFr2= Jf 2nh 2 +F 2nh 2 =30號378寸360 .32 =1151 N2) 2)由滚动轴承标准查得7207C型附加轴向力为Fd=e*Fr。先初取e=0.4，因此可估算Fd1