機械設計課程設計傳動帶減速器設計報告

1、 機械設計基礎(chǔ)課程設計 一級減速器設計 姓名 ：李志旭 學號 ：2011061058 班級 ：工設112 指導老師 ：曲振波機械設計基礎(chǔ)課程設計任務書一、設計題目：設計帶式運輸機中的減速器 帶式運輸機傳動裝置簡圖1-電動機 2-帶傳動 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-傳送帶 6-滾筒 二、原始數(shù)據(jù)三、設計任務1. 完成帶式運輸機傳動裝置的設計計算，包括選擇電動機；計算傳動比和分配傳動比；傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算；帶傳動、齒輪傳動和軸的基本參數(shù)計算等。2. 完成帶輪、齒輪、軸、箱蓋、箱座等零件的結(jié)構(gòu)設計和減速器裝配體的結(jié)構(gòu)設計。3. 完成減速器全部零件和裝配體的三維建模。4. 完成減速器產(chǎn)品廣告

2、展板設計（A2圖幅，展示裝配體的外形圖、爆炸圖等）。5. 編寫設計說明書。四、完成工作量1. 減速器裝配草圖（按12比例畫）。2. 減速器三維實體建模和效果圖（全部零件、裝配體和爆炸圖）（電子文檔）；3. 減速器產(chǎn)品廣告設計（展板一個和電子文檔）；4. 設計說明書1份（打印件和電子文檔）。 設計進階I進度表時間內(nèi)容備注星期1-2查閱資料，確定方案3機構(gòu)計算，電動機選擇，帶傳動，齒輪傳動計算，動力參數(shù)計算4-5繪制裝配草圖6三位建模星期7-1編寫計算說明書2繪制并打印展板4交作業(yè) 目 錄 一、電動機的選擇計算 61. 電動機類型的選擇 62. 電動機容量的選擇 63確定電動機的轉(zhuǎn)速 6 二、計算

3、總傳動比并分配各級傳動比 71.總傳動比 72.分配各級傳動比 7 三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算71. 各軸的轉(zhuǎn)速 72各軸的功率 73各軸的轉(zhuǎn)矩 7 四、傳動零件的設計和計算 8 4.1 帶傳動的設計計算 8 4.1.1 確定計算功率 8 4.1.2 確定V帶型號8 4.1.3 確定帶輪基準直徑8 (1)確定帶輪基準直徑8 (2)計算大帶輪直徑8 4.1.4 驗算帶速8 4.1.5 確定帶長及中心距8 (1)初取中心距8 (2)確定帶長9 (3)確定中心距9 4.1.6 驗算小帶輪包角9 4.1.7 確定V帶根數(shù)9 4.1.8 確定V帶初拉力9 4.1.9 作用在軸上的力9 4.

4、1.10帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸及草圖 10 4.2齒輪傳動的設計計算10 4.2.1 材料選擇及熱處理 10 4.2.2 參數(shù)選擇和幾何尺寸計算 10 4.2.3 確定許用應力 11 4.2.4 選擇精度 11 4.2.5 根據(jù)齒輪強度條件設計 11 4.2.6 計算齒輪幾何尺寸11 4.2.7 校核齒面接觸疲勞強度12 4.3軸的設計計算 12五、聯(lián)軸器的選擇 12六、軸承的選擇及校核 13七、鍵的選擇及校核 14 7.1. 低速軸鍵的選擇及校核 14 (1)外伸端 14 (2)與齒輪聯(lián)接的鍵 14 7.2高速軸鍵的選擇及校核 14八、減速器附件的選擇 14九、箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 15十、潤滑和

5、密封的選擇 15主要參考文獻 17一 、電動機的選擇計算1電動機類型的選擇按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉（自扇）冷籠型三相異步電動機。2電動機容量的選擇按機械設計基礎(chǔ)課程設計P82表8-20查得V帶傳動效率1 = 0.96，一對滾動球軸承效率2 = 0.97，一對直齒圓柱齒輪傳動效率3 = 0.99，聯(lián)軸器效率4 = 0.99，卷筒傳動效率5= 0.96。 傳動裝置總效率為： = 0.96×0.97×0.99×0.99×0.99×0.99×0.96 = 0.8587，電動機所需功率為：Pd = = 2600×1.

6、7/1000×0.8587Kw = 5.15Kw 根據(jù)PmP0 選取電動機的額定功率Pm，由機械設計基礎(chǔ)課程設計P169表17-1查得電動機的額定功率為Pm = 5.6 Kw。 3. 確定電動機的轉(zhuǎn)速工作機主軸的轉(zhuǎn)速nw，即輸送機滾筒的轉(zhuǎn)速：nw = = 60×1.7×1000/3.14×400 r/min 81r/min根據(jù)機械設計基礎(chǔ)課程設計P9表2-1確定傳動比的范圍，取V帶傳動比ib =24, 單級圓錐齒輪的傳動比ig = 35，則傳動比范圍比 i = (2×3)（4×5) = 620。電動機的轉(zhuǎn)速范圍為：n = inw =

7、(620)×81r/min = 487.021623.4 r/min ，符合這一同步轉(zhuǎn)速范圍的有兩種：1000r/min和1500r/min，選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，根據(jù)同步轉(zhuǎn)速查機械設計基礎(chǔ)課程設計 P169表17-1確定電動機的型號為Y132M6，其滿載轉(zhuǎn)速n m = 960 r/min。 =0.8587Pd = = 2600×1.7/1000×0.8587Kw = 5.15Kwnw 81r/min n m = 960 r/min此外，電動機的中心高、外形尺寸、軸伸尺寸等均可查表得出。型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速Y132M65.5 KW1000 r/

8、min2.02.0二、計算總傳動比并分配各級傳動比1.總傳動比i = 960/81.17 r/min = 11.82.分配各級傳動比 為使帶傳動的尺寸不至過大，滿足ib<ig ，可取 ib = 4.5,則齒輪的傳動比：ig = i/ib = 11.8/4.5 = 2.63 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速n = nm / ib = 960/2.63 r/min = 365.02 r/minn = n/ig = 365.02/4.5 r/min =81.12r/minn w = n = 81.12r/min2.各軸的功率P = Pmb = 5.15Kw×0.96 =

9、 4.944 Kw P= Prg = 4.944Kw×0.97×0.99 = 4.748 KwPW= Prc = 4.748Kw×0.99×0.99 = 4.654 Kw3.各軸的轉(zhuǎn)矩T1 = 9550 = 9550×4.944/365.02 N·m 129.35N·mT2 = = 9550×4.748/81.12N·m 558.97 N·mTw = 9550 Pw/ nw = 9550×4.654/81.12 N·m 547.78 N·mi=11.8 n = 36

10、5.02 r/minn = 81.12 r/minn w = n = 81.12 r/minP= 4.944 Kw P= 4.748 KwPW=4.654 Kw四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的選擇和計算4.1帶傳動的設計由設計任務書條件要求，此減速器工作場合對傳動比要求不嚴格但又要求傳動平穩(wěn)，因此適用具有彈性的饒性帶來傳遞運動和動力。V帶傳動時當量摩擦系數(shù)大，能傳遞較大的功率且結(jié)構(gòu)緊湊；故此處選擇V型槽帶輪。 帶輪材料常采用鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料等，當帶的速度 v25 m/s時，可采用HT150；當帶速 v=2530 m/s時，可采用HT200；當 v35 m/s時，則用鑄鋼或鍛鋼（或用鋼板

11、沖壓后焊接而成），傳遞功率較小時，可用鑄鋁或工程塑料等材料。 帶輪的設計準則是，在保證代傳動不產(chǎn)生打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度，帶輪的質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)公益性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質(zhì)量分布要均勻等。4.1.1 確定計算功率PC = KAP = 1.2×5.15 = 6.18 Kw查機械設計基礎(chǔ)P77頁 表6-7知：KA=1.24.1.2 確定V帶型號按照任務書要求，選擇普通V帶。根據(jù)PC = 6.18 Kw及n1 = 960 r/min，查機械設計基礎(chǔ) P747頁 圖6-11確定選用A型普通V帶。4.1.3 確定帶輪基準直徑(1)確定帶輪基準直徑根據(jù)機械基礎(chǔ)P70頁 表6-3取標準值

12、確定：dd1 = 125mm。(2)計算大帶輪直徑dd2 = i dd1（1-）=（960/365.02n）×125×（1-0.01）mm = 315.5mm由表6-3，選取dd2 = 315mm。4.1.4 驗算帶速v= = 3.14×125×960/60×1000m/s = 6.28 m/s由于5m/sv25m/s,帶速合適。4.1.5 確定帶長及中心距(1)初取中心距a 0 = 600 mm根據(jù)PC = KAP = 1.2×5.15 = 6.18 KwKA=1.2dd1 = 125mmdd2 = 315mma 0 = 600 m

13、m知：413a 01180.(2)確定帶長Ld：根據(jù)幾何關(guān)系計算帶長得 = 1906.19 mm根據(jù)機械設計基礎(chǔ)表6-2取相近的標準值Ld，Ld = 2240 mm(3)確定中心距= 600+(2000-1906.19)/2 mm = 646.40mm，4.1.6 驗算小帶輪包角： = 163.17°120°，符合要求。4.1.7 確定V帶根數(shù)Z根據(jù)dd1 = 125mm及n1 = 960r/min，查機械設計基礎(chǔ)表6-4和表6-3得:P0 = 1.378Kw，P0 = 0.109Kw查機械設計基礎(chǔ)表6-8得：K = 0.9495，查機械設計基礎(chǔ)表6-6得：Kl = 0.9

14、8,Z = Pc /P0 =4.46, 取Z=5.4.1.8 確定V帶初拉力F0查機械設計基礎(chǔ)表6-1得:q = 0.10/m,則F0 = 500 N = 164.64N4.1.9 作用在軸上的力FQ FQ = 2ZF0sin= 2×5×164.64×sin163.17°/2 N = 1628.67 NLd = 1906.19 mma=646.40mmP0 = 1.378Kw，P0 = 0.109KwK = 0.9495Kl = 0.98Z=54.1.10帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸及草圖B型V帶：節(jié)寬bp /mm:14.0 ； 頂寬b/mm:17.0；高度h/mm:

15、11.0； 楔角:40°；截面面積A/ mm2 :138； 每米帶長質(zhì)量q/（ kg·m-1 ）:0.17。V帶輪：基準寬度bp/mm:14.0； 基準線至槽頂高度hamin:3.5；槽頂寬b/mm:17.2； 基準線至槽底深度hfmin:10.8；槽間距e/mm:19±0.4； 第一槽對稱線至端面距離f/mm: 12.5；最小輪緣厚度/mm:7.5；輪緣寬度B/mm: B =(Z-1)e+2f(Z為齒模數(shù)) = 82mm。4.2齒輪傳動的設計4.2.1 材料選擇及熱處理齒輪Z1、Z2采用軟齒齒輪傳動。查機械設計基礎(chǔ)P110表7-3，選擇小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理

16、，齒面硬度為220HBW；大齒輪選用45 鋼正火處理，齒面硬度為180HBW。4.2.2 參數(shù)選擇和幾何尺寸計算(1)齒數(shù)比取小齒輪齒數(shù)Z1 = 22，則大齒輪齒數(shù)Z2 = 22×4.63 = 102，(2)齒寬系數(shù)兩輪為軟齒面對稱布置，R = b/R = 1.0。一般取: 取R = 0.81.4，齒寬b R/3（查機械設計基礎(chǔ)P109表7-7）。(3)載荷系數(shù)由于載荷較平穩(wěn)，且采用軟齒面齒輪，故查機械設計基礎(chǔ)P106表7-6，取K=1.1。Z1 = 22Z2 = 22×4.63 = 102R = b/R = 1.04.2.3 確定許用應力小齒輪查機械設計基礎(chǔ)表7-21，取

17、H1=550MPa, F1=210MPa，大齒輪查機械基礎(chǔ)表7-23，用插值法得H2=387MPa, F2=325MPa。4.2.4 選擇精度運輸機為一般機械，速度不高，故選擇8級精度。4.2.5 根據(jù)齒輪強度條件設計(1)按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)齒面接觸疲勞強度，按機械基礎(chǔ)P197公式（7-7）確定尺寸d：d ZHZE/H ·4KT1/0.85R(1-0.5R) 2= 78.44mm式中R =0.28，按機械設計基礎(chǔ)P106表7-6選載荷系數(shù)K=1.1，轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106 P1/N1 = 9.55×106 ×4.944/376.47 N

18、83;mm=1.254×105N·mm。(2)按齒根彎曲疲勞強度設計 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度，按機械設計基礎(chǔ)公式（7-33），確定模數(shù)m：m n = 3.57 式中R =0.28, =4.2, k=1.1，YFS為齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)Zv = Z/cos,查機械基礎(chǔ)P185表6-7，得： YF1 = YFS1 = 2.83, YF2 = YFS2 = 2.20； f1=b1=25.2MPa,f2=bb2=19.59MPa，齒輪模數(shù)m = 5mm。4.2.6 計算齒輪幾何尺寸由上式得：Z1=22、Z2=102、m=4mm分度圓直徑：d1 = m Z1 =4×22 =8

19、8 mmd2 = m Z2 =5×62 =310 mmd ZHZE/H ·4KT1/0.85R(1-0.5R) 2= 78.44 mm齒頂圓直徑：da1 = (Z1+2)m = 96 mm Da2 = (Z2+2)m =416 mm (齒頂高ha =m=5,齒根高hf =1.25m×5=6.25mm)齒寬： b1=bd1=1.1×85.455=94mm .b為齒寬系數(shù)，一般R = 0.81.44.2.7 校核齒面接觸疲勞強度按機械設計基礎(chǔ)公式（7-30）可得： H = 610KT1(+1)/d 2 d13 = 410.4Mpa H 式中, K= 1.1,

20、T1 = 2.1×105N·mm, R =1, = 3.1,d1=100mm 4.3軸的設計計算估算軸的最小直徑：主動軸：d1 A = 26.4mm式中A為考慮彎曲影響和材料確定的系數(shù)（查機械設計基礎(chǔ)P230表13-1，取A=112。查機械設計基礎(chǔ)課程設計P122取標準值d1= 38mm從動軸：d2 C = 43.5mm同理，查表并選取標準值d2= 48mm五、聯(lián)軸器的選擇計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA T根據(jù)工作情況，查表得KA = 1.5，d1 =88 m Z1= 22 mmd d2 = 408 mmda1 = (Z1+2)m = 94mm Da2 = (Z2+2)m = 4

21、16 mmd1 A = 26.4 mmd2 C = 43.8mm則Tca = KA T= 1.5×558.97N·m= 838.5N·m 根據(jù)機械設計基礎(chǔ)課程設計P122表12-5考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器LX3聯(lián)軸器GB/T 5014-2003。其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩：1250 N·m 軸孔直徑：48mm質(zhì)量：8Kg 轉(zhuǎn)動慣量：0.026Kg/m2六、軸承的選擇及校核高速軸6010軸承兩對，低速軸6212軸承兩對。根據(jù)要求對低速軸上的軸承進行強度校核。低速軸：基本尺寸/mmdDB509020高速軸：基本尺寸/mmdDB6011022軸承圖示意圖如下：Tc

22、a = KA T= 1.5×558.97N·m= 838.5N·m七、鍵的選擇及校核7.1 低速軸鍵的選擇及校核(1)外伸端根據(jù)軸徑d = 48mm ,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GBT 1096鍵14×9×14。根據(jù)材料為鋼，載荷平穩(wěn)（輕微沖擊），查機械設計基礎(chǔ)課程設計P245表11-2, p= 110MPa, 查機械設計基礎(chǔ)課程設計P245公式（11-1），擠壓強度為：p =4×845×100055×10×（80-10）= 87.8MPa p = 110MPa式中A型鍵：l= L-b= 14mm,故該鍵滿

23、足強度要求。(2)與齒輪聯(lián)接的鍵根據(jù)軸徑d= 60mm ,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GBTB 1096鍵18×11×18。擠壓強度為：p = = 4×820×100066×12×42= 98.6MPa p = 110MPa式中A型鍵：l= L= 18mm，故該鍵滿足強度要求。7.2高速軸鍵的選擇及校核主動軸鍵的選擇及校核方法與從動軸鍵的選擇及校核方法相同，故省略。八、減速器附件的選擇1. 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M10緊固。2. 油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，p =4×845×100055×10×（80-10）= 87.8MPa p = 110MPa以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。3. 油標油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。4. 通氣