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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明.精品文档. 机械设计课程设计说明书题目：二级展开式圆柱齿轮减速器目 录1. 设计目的12. 设计方案及要求13. 电机选择24. 装置运动动力参数计算45.带传动设计与校核 56.齿轮设计与校核 77.轴类零件、轴承及键的设计与校核168.减速器的结构及附件设计 34 9.设计心得 3810.参考文献 391. 设计目的 机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1）初步学会综合运
2、用机械设计及其它先修课程的理论和生产实践知识来解决工程实际中的具体设计问题； （2）掌握一般机械设计的方法和步骤，培养理论联系实际的正确设计思想和分析问题、解决问题的能力； （3）培养机械设计的基本技能； （4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案及要求2.1 设计方案 据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下： 1电动机2V带传动3减速器4联轴器5滚筒6输送带 2.2 设计要求 1）机械系统总体方案图1张（可绘在说明书中）； 2）传动装置装配图1张（1号图纸）； 3）零件图2张（3号图纸）
3、； 4）设计计算说明书1份。 2.3 原始数据 1）滚筒圆周力F=6KN 2）滚筒速度 =1.1m/s3） 滚筒直径 D=380mm4） 传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计算，每天 8小时计算；3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求选用Y系列封闭式三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，额定电压为380V，额定频率为50Hz。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=6KN，=1.1m/s。则有：P=6.6KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率。据机械设计手册知=
4、0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。则有： =0.96 =0.82所以电动机所需的工作功率为：P=式中K为功率储备系数，取K=1.2 P=9.65KW 取P=9.8KW 3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I=860和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I=（860）（24）=16240 工作机滚筒的转速为 n=所以电动机转速的可选范围为 n=I=（16240）52.3 =（88513268）符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三种，准备选择1500r/min。查询机械设计手册确定电机
5、的型号为Y160M-4。其满载转速为1460r/min,额定功率为11KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比i0则I。参考机械设计指导书，对展开式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比i1=(1.31.4)i2。式中i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。所以，分配齿轮传动比得高速级传动比i1=4.1，低速级传动比为i2=3.1。4.2 传动装置的运动参数计算 电动机轴： 转速：n=1460 输入功率：P0=P=9.8KW 输出转矩：
6、T0=9550=9550=64.1Nm 轴（高速轴）: 转速：n= 输入功率：P1=P0KW 输入转矩：T1=9550Nm 轴（中间轴）: 转速：n= 输入功率：P2=P1=8.94KW 输入转矩：T2=9550Nm 轴（低速轴） 转速：n= 输入功率：P3=8.59KW 输入转矩：T3Nm 滚筒轴： 转速：n 输入功率：P4= =8.59=8.42KW 输入转矩：T4Nm 各轴运动和动力参数表4-1轴 号功率（KW）转矩（Nm）转速（r/min）电机轴9.864.11460轴9.31133.9664轴8.94527162轴8.591567.652.3滚筒轴8.421537.552.3表4-1
7、5. 带传动设计与校核计算项目及说明结果1. 确定V带型号查表4-6，每天工作8小时的带式输送机确定计算功率 Pc=KAP1=1.19.8据Pc和n0值查图4-6选用A带。2. 确定带轮的基准直径D1、D2 （1）由表4-7，初选小带轮的基准直径D1 （2）大带轮基准直径D2 D2=i0D1=2.2112=246.4mm 按表4-7圆整 3. 验算带速v =8.56m/s 因为8.56m/s在5m/s25m/s之间，故带速合适。 新的传动比i0=2.23 轴的转速修正为 4. 确定V带长度Ld和中心距a（1）初定中心距a0范围为 0.7（D1+D2） 2（D1+D2） （2）初算带的基准长度
8、=1977mm由表4-3圆整（3）计算实际中心距 中心局变动范围： 5. 验算小带轮上的包角6. 确定V带的根数z（1）单根V带实验条件下许用功率P0 由和r/min查表4-4 （2）传动功率增量P0 据n=1460r/min，i=2.23和A型带，查表4-5 （3）查表4-8确定 （4）查表4-3确定 （5）计算V带根数z 7. 确定带轮宽度B=(z-1)e+2f 查表12-1得 A型带e=15mm f=9mm8. 确定张紧力 单根普通V带合适的张紧力为： 查表4-2得A型带的单位长质量q 9. 计算压轴力Q压轴力的最小值为： 10. 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y160M电动机可知其轴直
9、径为d=42mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。由表12-3可知小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取d2=32mm，由表12-3可知其结 构为四孔板轮。KA=1.1Pc=10.78KWA型带D1=112mmD2=250mmV=8.56m/s符合要求i0=2.23a0=700mmLd=2000mma=712mm= P0=1.62KWP0=0.17KW=0.98=1.03圆整取z=6B=93mmq=0.1kg/mF0=170.1NQ=2032Nd=42mm实心轮d2=32mm四孔板轮6. 齿轮设计与校核计算项目及说明结果1. 高速级齿轮传动设计 （1）选择齿轮
10、材料，确定许用应力由表6-2选 小齿轮 45钢 调质 大齿轮 45钢 正火许用接触应力 接触疲劳强度极限 查图6-4接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N N1=60n1jLh=606541(103008)N2=N1/i1 查图6-5得 ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数 则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数，查图6-8弯曲强度尺寸系数，查图6-9弯曲强度最小安全系数 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径齿宽系数 查表6-9，按齿轮相对于轴承为非对称布置小齿轮齿数 在推荐值2
11、040中选取 大齿轮齿数 圆整取 齿数比 传动比误差 轴的转速修正为小齿轮转矩 由前面计算得载荷系数 使用系数 查课本表6.3 动载系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分配系数 由推荐值1.01.2载荷系数 材料弹性系数 查表6-4节点区域系数 查图6-3重合度系数 由推荐值0.850.92 故 法面模数 按表6-6圆整 分度圆直径 圆周速度 中心距 齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查表6-5 小齿轮 大齿轮 应力修正系数 查课本表6-5 小齿轮 大齿轮重合度 重合度系数 故 （4）齿轮其他主要尺寸计算 大齿轮分度
12、圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 2. 低速级齿轮传动设计 （1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选 小齿轮 45钢 调质 大齿轮 45钢 正火许用接触应力 接触疲劳强度极限 查图6-4接触强度寿命系数ZN 应力循环次数N N1=60n2jLh=601611(103008)N2=N1/i2 查图6-5得 ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数 则 许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图6-7，双向传动乘以0.7 弯曲强度寿命系数，查图6-8弯曲强度尺寸系数，查图6-9弯曲强度最小安全系数 则 （2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径
13、齿宽系数 查表6-9，按齿轮相对于轴承为非对称布置小齿轮齿数 在推荐值2040中选取 大齿轮齿数 圆整取 齿数比 传动比误差 小齿轮转矩 由前面计算得载荷系数 使用系数 查课本表6.3 动载系数 由推荐值1.051.4齿间载荷分配系数 由推荐值1.01.2齿向载荷分配系数 由推荐值1.01.2载荷系数 材料弹性系数 查表6-4节点区域系数 查图6-3重合度系数 由推荐值0.850.92 故 法面模数 按表6-6圆整 分度圆直径 圆周速度 中心距 齿宽b 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （3）齿根弯曲疲劳强度校核计算 齿形系数 查表6-5 小齿轮 大齿轮 应力修正系数 查课本表6-5 小齿轮 大齿轮重合
14、度 重合度系数 故 （4）齿轮其他主要尺寸计算 大齿轮分度圆直径 齿根圆直径 齿顶圆直径 HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1=9.42108N2=2.30108ZN1=1.02ZN2=1.11.1公差组8级合适齿根弯曲强度满足HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1=2.32108N2=7.48107ZN1=1.08ZN2=1.171.1公差组8级合适齿根弯曲强度满足7. 轴类零件、轴承及键的设计与校核7.1 I轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在齿轮上的力 转矩由前面计算得 输入轴上齿轮分度圆直径 圆周力 直齿轮螺旋角为0 故： 径向力 轴向力 2. 初步估算
15、轴的直径 选取轴的材料为45钢，调质处理 计算轴的最小直径并加大5%以考虑两个键槽的影响。查表8-6 取A=110 则 又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=32mm3. 轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-1 图7-1右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右侧端面靠轴肩定位，齿轮左侧端面靠套筒定位，左轴承靠套筒和端盖定位，齿轮和轴、轴和带轮均采用普通平键联接。采用深沟球轴承。（2） 确定各轴段的直径和长度 I-II段是与带轮连接，带轮宽度B=93mm，d1=32mm，l1=90mm。 II-III段用于安装轴承端盖，轴承端
16、盖的厚度e=15mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段左端的距离为30mm。轴承端盖伸入箱体的长度取15mm，故取l2=55mm，因其右端面需制出一轴肩故取d2=38mm。 III-IV段为便于装拆轴承内圈，d3d2，且符合标准轴承内径。查表13-3，暂选深沟球轴承型号为6309，其尺寸为dDB=45mm100mm25mm，轴承的润滑方式选择d3n1=45664=29880180000，选择脂润滑。左端采取轴肩定位，取l3=28mm，d3=45mm。 由于齿轮直径过小，可将原图中的V-VI段取消，直接在IV-V段做成齿轮轴，为了便
17、于定位轴承，以及满足轴承拆卸要求，取d4=54mm。该段的长度由I的总长度l减去各段轴长，总长度l由中间轴各齿轮宽度，齿轮间的间隙和齿轮与箱体间的间隙组成，以及各轴承及套筒宽度等组成，经计算取l=396mm，l4=l-l1-l2-l3-l5=195mm。 因改为齿轮轴，故VII-VIII段无需轴套定位齿轮，故该段长度与l3相等。（3） 确定轴承及齿轮作用力位置先确定轴承支点位置，查6309轴承，其支点尺寸a=12.5mm，考虑减速器整体结构，选取轴承的支撑点到齿轮载荷作用点的距离，L1=AC=55mm，L2=AB=165mm。4. 绘制轴的弯矩图和扭矩图 带轮的压轴力为Q=2032N（1）求轴
18、承支反力H水平面RH1=2511N，RH2=837NV垂直面Rv1=1957.2N，Rv2=-2771.2N（2） 求齿宽中点弯矩及右端轴承支撑点弯矩 齿宽中点弯矩H水平面 MH1=138105V垂直面 MV1=107646 右端轴承支撑点弯矩 H水平面 MH2=0 V垂直面 MV2=229616 合成弯矩 齿宽中点处 M1=175102 右端轴承支撑点处 M2=229616 扭矩T=133900弯矩图、扭矩图见图7-25. 按弯矩合成强度校核轴的强度当量弯矩，折合系数则齿宽中点处当量弯矩右端轴承支撑点处当量弯矩当量弯矩图见图7-2轴的材料为45号钢，调质处理。由表8-2查得，由表8-7查得材
19、料的许用弯曲应力则轴的计算应力为齿宽中点处 右端轴承支撑点处 6. 键的设计与校核（1）键的设计轴与带轮采用平键联接，键的材料选用45号刚，调质处理。选用A型键，根据轴的直径选择键的截面尺寸bh=108,键槽深5mm，毂槽深3.3mm。取键长L=80mm，其工作长度为l=L-b。（2） 键的强度校核查表3-2得 许用挤压应力 挤压强度条件 7. 轴承寿命校核 预期寿命： 轴承寿命可由公式进行校核，其中，由于轴承主要承受径向载荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查设计手册，深沟球轴承6309，得 水平支反力 RH1=2511N，RH2=837N 垂直支反力 Rv1=1
20、957.2N，Rv2=-2771.2N合成支反力 当量动载荷 轴承寿命为 图7-2 I轴的受力分析d=32mmd1=32mml1=90mml2=55mmd2=38mml3=28mmD3=45mml4=195mmD4=54mml5=28mmD5=45mmL1=55mmL2=165mmRH1=2511NRH2=837NRv1=1957.2NRv2=-2771.2N 满足强度条件b=10mmh=8mml=70mm满足强度条件寿命满足要求7.2 II轴的设计计算计算项目及说明结果1. 计算作用在齿轮上的力 转矩由前面计算得 轴上大齿轮分度圆直径 轴上小齿轮分度圆直径 大齿轮圆周力 小齿轮圆周力 直齿轮
21、螺旋角为0 故： 大齿轮径向力 小齿轮径向力 轴向力 2. 初步估算轴的直径 选取轴的材料为45钢，调质处理 计算轴的最小直径并加大5%以考虑两个键槽的影响。查表8-6 取A=110 则 3. 轴的结构设计（1）确定轴上零件的装配方案通过分析比较，拟定装配示意图7-3 图7-3左右轴承装入时，均由套筒定位，两齿轮内侧端面均由轴肩定位，齿轮和轴普通平键联接。采用深沟球轴承。（2）确定各轴段的直径和长度 II -III段为高速级大齿轮，由前面计算得其宽度为57mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=54mm，d=68mm。 III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段
22、轴长度应由同轴条件计算得l =12mm，d=78mm。 IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为100mm，为了使套筒端面与小齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=95mm，d=68mm I-II段为安装轴承用，暂选取深沟球轴承6211，其尺寸为dDB=55mm100mm21mm，轴承的润滑方式选择d1n2=55162=8910d2，且符合标准轴承内径。查表13-3，暂选深沟球轴承型号为6217，其尺寸为dDB=85mm150mm28mm，轴承的润滑方式选择d3n3=8552.3=4445.51.215齿轮端面与内机壁距离12机盖肋厚7机座肋厚9轴承端盖外径+（55.5）16
23、0（I轴）160（II轴）210（III轴）轴承旁联结螺栓距离160（I轴）160（II轴）210（III轴）8.4 减速器的润滑与密封 该单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.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， 联凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为6.3，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，并匀均布置，保证部分面处的密封性。9. 设计心得机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节，通过了几周的课
24、程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，在查表和计算上精度不够准确。课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻