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9.1p71）2、原始数据：数据编号7运输带工作拉力F/N1400运输带工作速度v/（m/s）1.55卷筒直径D/mm250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867.096.099.097.098.096.0543221a；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=0.992=0.983——为闭式齿轮传动效率=0.98，4——为联轴器的效率=0.98,5——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=η122η3η4η5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η1=0.96、η2=0.99、η3=0.98、η4=0.98、η5=0.98、w=0.96则w=0.96*0.992*0.98*0.98*0.98*0.96=0.85所以Pd=1400*1.55/1000*0.85kw=2.55kw3、确定电动机转速：卷筒轴工作转速为：nw=60*1000v/πD=60*1000*1.55/π*250r/min=118.41r/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4~2'i，一级圆柱直齿轮减速器传动比6~3''i，则总传动比合理范围为24~6ai，电动机转速的可选范围为an＝ai×n＝（6～24）×118.41＝(710-2368)r/min。根据《机械设计课程设计手册》表12-1，可供选择电机有：序号电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩1Y100L-23000328702.22.3332Y100L2-41500314302.22.3383Y132S-6100039602.02.0634Y132M-875037102.02.079综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为Y100L2-4，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mn和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ai=nm/nw＝1430/118.41=12（2）分配传动装置传动比ai＝0i×1i式中10,ii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0i＝3则减速器传动比为1i＝0/iia＝12/3＝45、计算传动装置的运动和动力参数：（1）各轴转速Ⅰ轴：n＝0/inm＝1430/3＝477Ⅱ轴：Ⅱn＝1/　Ⅰin＝477/4＝119.17r/min卷筒轴：Ⅲn=Ⅱn=117.17r/min（2）各轴输入功率Ⅰ轴：ⅠP＝dp×1＝2.55×0.96＝2.448kWⅡ轴：ⅡP＝Ⅰp×η2×3＝2.448×0.99×0.98＝2.375kW卷筒轴：ⅢP=ⅡP×η2×η4=2.375×0.98×0.98＝2.281kW(3)各轴输入转矩1T=dT×0i×1N·m电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550×2.55/1430=17.03N·m各轴输入转矩Ⅰ轴：ⅠT＝dT×0i×1=19.63×3×0.96=49.01N·mⅡ轴：ⅡT＝ⅠT×1i×2×3=49.01×4×0.99×0.98=190.33N·m卷筒轴：ⅢT=ⅡT×2×4=190.33×0.99×0.98=182.80N·m3、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cP：根据《机械设计基础》表查得工作情况系数AK=1.3，故轴名输入功率P/KW输入转距T/N*M转速nr/min转动比i电机轴2.5517.031430Ⅰ轴2.44849.014773Ⅱ轴2.375190.33119.174卷筒轴2.281182.80119.17Pc=AKPm=1.3*3=3.9kw根据功率cP3.9kw，1n1430r/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1D=150mm，D2=1D0i=150*3=450mmv=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（1D+2D）≤0a≤2（1D+2D）初步确定0a=600mm根据《机械设计基础》得到L’d=2a0+π/2(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0=2180mm由《机械设计基础》表选用基准长度Ld=2240mm计算实际中心距：a=a0+(Ld-L’d)/2=630mmamin=a-0.015Ld=596.4mmamax=a+0.03Ld=697.2mm4、验算小带轮包角1α：β=1800-(D2-D1)/A*57.5=152.62≥12005、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=1.9ΔP0=0.17Kβ=0.92KL=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NqvkZVPFC66.11448.71.0)195.05.2(48.733500)15.2(50022小带轮轴上压力为NZFFQ66.677215.160sin66.114322sin21小轮直径1D（mm）大轮直径2D（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带速（m/s）带的根数z150450630224011.232四、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240-285HBS，取260HBS大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-220HBS取210HBS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=221MPa2、按齿面接触强度设计：（1）齿数通常z1=20～40取z1=30Z2=z11i=30*4=120（2）小齿传递转矩T1=9.55*106P1/n1=9.55*1062.448/477=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/φdi+1/i]≈47.5mm（6）确定齿轮模数m=d1/z1=47.5/30=1.58mm取2mm3、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=2KT1YF1/(bm2z1)=2×1.2×5.43×104×2.57/(77×4×32)=48MPa＜[σF1]σF2=σF1YF2/YF1=33.98×2.16/2.57=41.93MPa＜[σF2]故弯曲强度足够。4、齿轮的圆周速度为：v=πd1n1/(60×1000)=πmz1n1/(60×1000)=3.14×2×30×476.67/(60×1000)=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:名称符号公式齿1齿2齿数zz30120分度圆直径dmzd60240分度圆齿距PP=πm6.286.28齿顶高ahah=ah*m22齿根高fhmchhaf)(**2.52.5齿顶圆直径adaahdd268324齿根圆直径fdffhdd255235中心距a2/)(21zzma192齿宽b1dbd6560五、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MPab650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=190.33Nm3、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2TKTAa，查《机械设计基础》表16-2,考虑到转矩变化很小，故取5.1aK，则：2TKTAa=285.495公称转矩250NM孔径32mm故上轴直径D1-2=32mm4、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1L=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d×D×T=50mm×90mm×20mm,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根据《机械设计课程设计手册》表1-27取轴端倒角为2×45°。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：序号bhL工作长度l1（联轴器）12850382（齿轮）181140222、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。键1（联轴器）:p=dhlTⅡ4000=3884043.2714000=89.29MPa键2（齿轮）:p==dhlTⅡ4000=32116043.2714000=51.41MPa键3（带轮）:p=dhlT14000=1272553.564000=107.68MPa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d×D×T=50mm×90mm×20mm。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=2000IT/d=2000×56.53/64=1766.56N,径向力Fr=Fttan=1766.56×tan20O=642.98N,P=Fr=642.98N,X=1,Y=