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1、机械设计课程设计计算说明书设计课程题目带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的院系机械工程系专业机电一体化技术班级机电1231设计者李一扌指导老师亮亮机械系2021年6月20日摘要CNC机本次设计的课题是一级圆柱齿轮减速器在传动装置中的应用,通过合理的计算得出相应的机器部 件,同时也分析了局部零件的加工工艺和一些附件的设计与计算过程.本次设计注重的是几个常见的零 件的加工工艺分析和部件的计算,这样使得对设计减速器有更深层的熟悉,同时也强调了对减速器总体 结构的熟悉和一些转配的方法.在 21 世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的根本部件. 床和工艺技术的开展,推动了机械工艺的飞速开展.在传
2、动系统的设计中的电子限制、液压传动、齿 轮、带链的混合传动,将成为变速箱体中优化传动组合的方向.在传动设计中的交叉,将成为新型传动 产品开展的重要趋势.关键词： 工艺分析、计算、减速器引言机械设计根底课程设计是机械设计根底课程中的一个重要的实践性教案环节,是高等工科院校机械类和近机类专业学生第一次叫较为全面的机械设计的应用实训环节.通过课程设计这一教案环节,力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法、从设计思想上培养学生的工程设计水平.机械设计根底课程设计的目的： 1 培养学生综合应用机械设计根底课程及其他先选修课程的理论知识和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的水平,并使所学知识得到稳固
3、、加深和融会贯穿,协调应用. 2 使学生学习和掌握一般机械设计的根底设计方法,设计步骤.培养独立设计水平,为今后专 业课程设计及毕业设计打下根底. 3 使学生在设计中得到根本技能练习,如计算,绘图,使用相关资料手册、图册、标准和规范等以及正确使用经验数据、公式等.总之,机械设计根底课程设计是培养学生分析和解决机械设计一般问题水平的初步实践.目录、 机械课程设计任务书 、 设计计算说明书 一电动机的选择 二计算传动设计 三各轴运动的总传动比并分配各级传动比 四带传动设计 五齿轮传动设计 六轴的设计 七轴的考核键的校核 八联轴器的选择 九减速器的结构设计 十 润滑与密封 十一 参考资料 、机械零件
4、课程设计任务书设计题目:带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计运动简图工作条件稍有振动,输送带单向工作,两班工作制,使用10年,输送带速度误差土 5%设计工作量 减速器装配图 零件工作图1 设计书说明书设计说明书一份原始数据条件数据输送带拉力900输送带速度2.5滚筒直径400、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类 型.根据工作要求和条件选用 Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机滚筒的功率：Pw=FX V/1000PW=2.25KW2、电动机输出功率=900 X 2.5/1000=2.25kw电动机输出功率：Pd=Pw/n 又由于 n = n 1 n
5、2 n 3 n 4 n 5=0.96 X 0.99 X 0.99 X 0.97 X 0.99X 0.96=0.8762Pd=PWn=2.25/0.8762=2.6KW电动机的额定功率：P=1.0-1.3Pd=2.6-3.38KW电动机的额定功率为 3KW滚筒转速：NW=6X 1000V/ n D=60 X 2.5 X 1000/3.14 X 400=119.426r/mi n确定总传动比的范围电动机的转速n;按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1 = 2-4 ,单级圆柱齿轮传动比i2 = 3-5,总的传动比范围为：i=i1 X i2=2 4 X 3 5=6 20n=6 20 X 119.42
6、6 r/min=716.58 2388.6r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min,取电动机同步转速为1000r/min,因此选择电动机行型号为：Y132S-6同步转速1000r/mi n满载转速：960r/min , 额定功率3KWPd=2.6kwNw=119.426r/mi n同步转速为1000r/min额定功率为3kw额定转矩2.0.质量65kg计算步骤设计计算与内容设计结果1、计算总传动比i=nm/nw=960/119.426=8.0382、各级传动为使V带传动的外部尺寸不至于过大,初选传动比i=3.2.i1=3.2比分配那么齿轮传动
7、比为：i2=i/i1=8.038/3.2=2.512i2=2.512计算步骤设计计算与内容设计结果三、各轴运动参数和动力参数的计算1、d轴电动机轴2、1轴高速轴3、2轴低速轴3轴滚筒轴Pd=2.6KW nd=960r/minTd=9550Pd/nd=9550 X 2.6/960=25.86N.mP仁POXn 1 =2.6 X 0.96=2.496KWn1= nd/i1=960/3.2=300r/mi nT仁9550P1/n仁9550 X 2.496/300=79.456N.mP2=P1Xn 2 n 3=2.496 X 0.99 X 0.97=2.397KWn2=n1/i2=300/2.512=
8、119.427r/mi n T2=9550P2/n2=9550X 2.397/119.427=191.68N.m P3=P2Xn 3 Xn 4参 数轴号d轴1轴2轴3轴功 P(KW)2.62.4962.3972.3018转速n(r/mi n)960300119.427119.427转 矩TN.m25.8679.456191.68183.93传动比i3.22.5121效率0.960.970.96=2.397 X 0.97 X 0.99=2.3018KWN3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550 X 2.3/119.427=183.93N.mPd=2.6KW nd=96
9、0r/minP仁2.496KW n1=300r/minT仁79.456N.mP2=2.397KWn2=119.427r/minT2=191.68N.mP3=2.3018KWN3=119.427r/minT3=183.93N.m四、V带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率 pc由 表4-5得KA=1.3KA=1.32、选择普通V带型号PC=KAP=1.3X 3=3.9KWPc=3.9kw3、确定带轮基准直径根据 PC=3.9KW,nd=960r/min.由图 4-9 应选 A型 V带.dd1、 dd2.由?机械设计根底?图 4-4取dd1=100mmdd1=100 ddmin=
10、75mmdd1=100mmdd2=nddd1/n仁960 X 100/300dd2=315mm=320mm按表4-4取标准直径 dd2=315mm那么实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：i=dd2/dd1=315/100=3.15i=3.15n 2=n1/i=960/3.15=304.7n2=304.74、验证带速V从动轮的转速误差为304.7-300 /300=0.015%5、确定带的基准长度Ld在土 5%以内,为允许值.和实际中央距a.V= n dd1 n1/60 X 1000= ( 100 X n X 960 ) /( 60 X 1000 ) 1m/s=5.024m/sV=5.024m
11、/s带速在525m/s范围内.由式4.13得0.7 (dd1+dd2)w a0 2 (dd1+dd2)0.7 (100+315)w a0W 2(100+315)6、校核小带轮包角a 17、确定V带根数Z8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F09、带轮的结构设计10、设计结果290.5 120o由式(4-18 )得Z Pc/(P0+ P0)KaKL根据 dd1=100mm n仁960r/min,查表 4-6 得,P0=0.95kw取 P0=0.95kwP0=0.95kw由式(4-6 )得功率增量 P0为 P0=0.11kw由表4-7查的Ka=0.97查表4-2得Kl=0.99,贝UZ Pc/(P0+
12、 P0)KaKL=3.9/( 0.95+0.11 )X 0.97 X 0.99=3.83Z= 3.83 根取整得根数由表4.1查得A型普通 V带的每 M长质量q-0.10kg/m,根据式 (4.19 )得单根V带的初拉力为F0=500pc/ Zv X( 2.5/Ka-1 ) +qv2 =154.6由式(8.20 )可得作用在轴上的压力FQ为FQ=2X F0Zsin (163.76o/2 )=2 X 154.6 X 4X sin (163.76o/2 ) =1224.31N按本章进行设计(设计过程略).选用4根A-1600GB V带,中央距 a=759mm带轮直径 dd仁100, dd2=315
13、mm 轴上压力 FQ=1224.31N.a0=700Ld=1600mma 759mmamin=735.7mm amax=1238.7mma 1=163.76oP0=0.95kw P0=0.11kwKa =0.97Kl=0.99Z=4F0=154.6NFQ=1224.31N结果选择 4根A-1600GB 1V 带.五、齿轮传动设计设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动,：传递功率P仁2.496KW电动机驱动,小齿轮转速n仁300r/min,大齿轮转速 n2=119.427r/min ,传递比i=2.512,单向运转,载荷变化不 大,使用期限十年,两班工作.设计步骤、选择齿轮材料及精度 等级.2、按齿轮
14、面接触疲劳 强度设计计算方法和内容小齿轮选用45调质钢,硬度为 230HBS大齿轮选用45钢正火, 硬度为200HBS因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式(5.28 )求出di值.确定有关参数与系数：(1) 转矩T1T仁9.55 X 106P/n=79456N.mm(2) 载荷系数K查表5.7取K=1.1(3) 齿轮Z1和齿宽系数小齿轮的齿数 z1取为25,那么大齿轮齿数 Z2=2.512 X 25=62.8. 故 Z2=63(4) 许用接触应力【H】由?机械设计根底?中表 5.5 查的d Hl=5 30MPad H2=490Mpa由表5.8知d=1.1设计结果d12Q 671 K T1 u 13：
15、 671 2 1.1 79456 2.512 14901.12.51259.28mm3、齿根弯曲疲劳强度校核计算模数m=d1/ z1=2.37由表5.1取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5X 25mm=62.5mmd2=mz2=2.5X 63=157.5mm取 b2=65mmb1=b2+5mm=70mma=0.5 m (z1+z2) =0.5 X 2.5 X( 25+63) =110mm由表 5.9 知 YFs仁4.21 YFs2=4.00 由表 5.5 知 bb1 310MPa bb2 295MPaT1=130516.67N.mmZ1=25Z2=63d H1=530MPad H2=4
16、90Mpad仁59.28 mmb仁 70mma=110mmbb168.51MPabblbb2 69.09MPa2kT12 3 YES1 68.51MPa dz mbb2bbl YES2YES1【bb1】bb1 65.09MPabb2 CX . 3n2.397=(107118)X 3 119.427=29.05 32.04考虑到轴的最小直径出要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%7%,取为29.9234.28mm.查书233页附表弹性柱销联轴器 (GB5014-1985 摘录)取 d仁32mm查表9.2知工作系数K=1.8轴的计算转矩为：TC=KX 9550 X P/n=345.02N
17、.m查书233页附表弹性柱销联轴器,(GB5014-85摘录)得HL3型联轴器,半联轴器轮毂长 L=82mm键槽长L仁60mm(1) 、确定轴上零件的布置方案和定位方式,将齿轮布置在中间,对称于两端轴承.齿轮用轴肩与轴套作轴向定位,用平键和配合H7/K6作周向定位.轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的.轴外伸 段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键和配合H7/K6作周定位.【b -b1 】=60MPaFr=1505.26NTC=345.02N.mL1=82mm L=60mm轴的直 径d10 18 1830 3050 5080 80100轴上圆 角倒角C1/R11.62.03.
18、04.05.0最小轴肩高度hmin22.533.54.5轴环宽 度bb 1.4h轴上圆角半径R0.81.0 11.6 22.5(2)、确定 各轴段的直 径(2) 、确定轴的各段直径、由上述可知轴段 1直径最小d仁32mmd1=32mm(3)、确定 各轴段的长 度 、轴段2考虑到要对安装在轴段 1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段 2必须满足轴承内径的标准,至少应满足：d1+2X3 mm=32+6=38mm取轴径d2=38,并根据?机械设计根底课程设计指导书?228页附表10.5选用6208型轴承. 、轴段3不考虑对安装在轴 2上的零进行定位,只要求有
19、一定圆角即 可,至少应满足：d3=d2+1 5mm取标准d3=40mm 、轴段4 一般要比轴段3的直径大10mm所以有d4=d3+1 5mm取标准d4=42 、为了便于拆卸左轴承,根据书228页附表10.5可知,6028型轴承的最小安装直径：da=47mm 所以取 d5=50mm 、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承,所以该轴径为：d6=d2=38mm(3)、确定轴的各段长度 、毂宽为 38mm为了保证齿轮固定可靠,轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm取轴段3的长度为36mm 、轴环的宽度约为该最小轴肩咼度的1.4倍,即附表如上可得：所以轴环的宽度为7mm 、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿
20、轮端面与箱体内壁间应留有一 定的间距,可取该间距为 14mm 、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中,并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm又查书228的附表10.5知,6208型滚动轴承的宽度为：B=18mm所以轴承支点的距离为：L= (18/2+2+14+38/2 )X2=88mm 、确定轴段2的长度时,要根据轴段安装的零件尺寸来决定,所以有：a、上有一套筒,与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同,故取套筒的长度为20mm套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面,套筒右端有2mr的倒角,且右端使其轴承定位,由上述可知6208型轴承的宽度为18mmb、 减速器中两个齿轮的中央距a =15
21、6.25mm,并且设轴承座端面距外箱 体的距离为y,那么：查书地脚螺钉直径为：df=0.036a+12=0.036 X 156.25+12=17.625mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为：S 1=0.02a+1mm=0.025 X 156.25+1=4.906mm 8mm取S仁8mm轴承端盖螺钉直径：d3= (0.4-0.5 ) df=(0.4 0.5 ) X 20mm=(810) mm 取 d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为：d 仁0.75dfd2=38mmd3=40mmd4=42mmd5=50mmd6=d2=38mm毂宽为38mmB=18mmL=88mma =156.25mmdf=2
22、0mmS 1=8mm=0.75 x 20=15mm由于较大的偶数那么 di =16mm所以轴承的连接螺栓直径为查手册表 4.2,c1min=22,c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为：y= S 1+C1mi n+C2mi n+ 5 10 =8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为 35mm取圆角半径为 4mmd、由b、步可知 d3=8mm螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d316mm写为 M16=1.2 x 8mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm 、轴段1的长度确定,根据联轴器的长度来确定其长度,查书
23、233页知L =82mm 、在轴段 1、3上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm键槽的规格查书轴段 1的键槽深度为 5.5mm,宽度为14mm轴段3的键槽深度为 7mm宽度为 18mm轴全长为 L=82+18+55+10+6+20+38=239mm两轴承之间的跨距为 203mmd仁 15mmcmin=22 , c2min=20y=55mme=10mmL =82mm七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容设计结果一、轴承的当量由前面计算知d2=38mm选用6208型号的轴承.动载荷查书232页查表8.15知：载荷系数fp=1.2fp=1.2查
24、书232页查表8.14知：温度系数fT=1fT=1由于此Fa=0由 P=fp x Fr=1.2 x 1505.26P=1806.312N=1806.312N二、试选轴承型由于是球轴承=3号根据轴颈d=38mm选择6208型,并查书228页附 =3表10.5得该型号轴承的根本额定动载荷Cr=29.5KN根本额定静载荷 Cor=18.0KNCr=29.5KN由表8.16知：轴承预期寿命 Lh的参数值为Cor=18.0KN4000060000h在由于该轴承要工作5年且24小时连续工作,所以有：三、由预期寿命 求所需c并校核Lh=5 X 52 X 5 X 24=31200hCmax= fpP/fT60
25、呼p 106=13155.58N选择 6208 轴承 Cr=29.5KN满足要求Cmax Cr,选择适宜.满足要求Cma& Cr,选择适宜八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、 联轴器的键选择C型健选择C型键由轴 径d1-32mm 在表查得健 宽 b=10mm 健咼 h=8mm1、选择健的型号L=22 110mmb=14mmL=70mm( 1.6 1.8 ) dh=9mm1仁 L-0.5b=70-0.5X 10=65mm由式6.1得d jy1= 4T/dhl v【c jy 】L=22 110mm2、写出健的型号选健为 C22X 110GB/T1096-2003二、齿轮键的选择选择A型健
26、选择A型键1、选健的型号轴径d3=40mm为了使加工方便,应尽量选取相同得健咼和b=12mm2、写出键的型号健宽.但强度不够.h=8mm故健宽 b=12mm 高 h=8mm L=50mm l2=L-18=50-18=32mmd jy2= 4T/dhl v【d jy 】选取键 A28X 140GB/T1096-1979L=28 140mm九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、计算联轴器由表16.1查得工作情况系数 K=1.3的转矩由式16.1得二、确定联轴器主动端 TC1=KT2TC1=249.18N mm的型号=1.3X191.68=249.18N mm从动端TC2=KTW=1.3
27、 X 183.93=239.113N mC =29.05 32.04mm又由于d (1+0.05 )=(29.05 32.04 )( 1+0.05 )=30.5 33.64mmn2=119.427r/min v n由附表11.5可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴TC2=239.113 N m器HL3 GB5014-85.标记为：HL3GB5014-85十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中央距a=155mma=155mm箱体壁厚S 1=0.02a+1mm=4.906mn 8mmS 1=8mm箱盖壁厚S 仁0.02a+1 8mmS 1=4.906 8mm机座凸缘厚度b=1.5 X S
28、 =12mmb1=1.5 S 仁 12mmb=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5 S =2.5 X 8=20mmb2=20mm机盖底凸缘厚度df=0.036a+12df=17.58mm地脚螺栓直径=17.625mm取整偶数 20mm地脚螺钉数目a 1.2 S 1=9.6mm 1=9.6mm 2 S 2=9.6mm 2=9.6mmm1 0.85 S 1m 0.85 Sm1=7mm=6.8mm 7mm=6.8mm 7mmm=7mmD2=D+(5 5.5)d3=90+ (55.5 )X 8D2=132mm=130 134mmS=D2S=D2 十一、减速器的润滑、密封设计步骤j设计计算与内容设计结果、齿
29、轮的润V =5.00m/sV=5.024m/s滑V 12m/s,采用侵油润滑1选择润滑由查参考书2图1052可知方式齿轮侵油深度为10mm油总深度为30mm2确定油深油总深度为30mm、轴承润滑采用脂润滑三、密封轴承两端加设挡油环； 轴承端盖采用毡圈密封采用毡圈密圭寸.小结ooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooooo参考文献1、 徐颍主编机械设计手册 北京：机械工业出版社 19922、东北大学编写组机械设计手册 北京：冶金工业出版社 19943、 胡笳修主编简明机械零件设计实用手册北京
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