机械设计课程设计 一级减速.docx

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机械设计课程设计一级减速

一．任务设计书

一．题目：

设计带式运输机传动装置

二．传动系统图

三．原始数据及工作条件

数据编号

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

运输带工作拉力F/N

3050

3000

2950

2900

2850

2800

2750

2700

2650

2600

运输带工作速度v/（m/s）

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

1.7

卷筒直径D/mm

450

450

450

450

450

450

450

450

450

450

1）传动不逆传，载荷平稳；起动载荷为工作载荷的1.5倍，运输速度误差为

；

2）传动工作10年，每日工作16小时。

四．要求

1）按第_7__组数据进行设计

2）设计工作量：

设计说明书1份

减速器装配图（A0）1张

零件图（A2）2张

三．选择电动机

1．传动装置的总效率：

η=η1η2η2η3η4η5

式中：

η1为弹性柱销联轴器的效率，取η1=0.98；

η2为一对滚动轴承的效率，取η2=0.99；

η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.96;

η4为链传动的效率，取η4=0.97；

η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。

所以，传动装置的总效率η=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86

电动机所需要的功率

P=FV/η=2750*1.5*1.7/0.86=8.154KW

2．卷筒的转速计算

=60*1000V/πD=60*1000*1.7/3.14*450=72.19r/min

链传动的传动比范围常为

;机械设计第八版，177页

一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[8，10]；机械设计第八版413页

总传动比的范围为[16，35]；

则电动机的转速范围为[1155,2527]

总效率η=0.86

电动机P=8.154KW

卷筒转速

=72.19r/min

3．选择电动机的型号：

根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y160M-4型电动机。

额定功率11KW，满载转速1460（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.3（N/m）

4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

总传动比ib=n/

=1460/72.19=20.22

式中：

为电动机满载转速；

为工作机轴转速。

取减速器的传动比为i1=8，则链的传动比i2=ib/8=2.53;

5.计算各轴的转速。

I轴：

n1=n=1460r/min

Ⅱ轴：

n2=n1/i1=1460/8=182.5r/min;

III轴：

n3=n2/i2=182.5/2.53=72.19r/min

卷筒轴：

n=n2=72.19r/min

6.计算各轴的功率

Ⅰ轴：

P1=P工作

η1=11

0.98=10.78（KW）;

Ⅱ轴P2=P1

η2η3=10.78

0.99

0.96=10.25（KW）;

Y160M-4型电动机

齿轮i1=8

链i2=2.53

卷筒轴的输入功率P3=P2

η3

η4=10.25

0.96

0.97=9.54（KW）

8．计算各轴的转矩

电动机轴的输出转轴I转矩：

T1=9550

P/n=9550

11/1460=71.95N·m

II轴的转矩：

T2=T1*i1*η1*η2

η3=71.95*8*0.98*0.99*0.96=536.12N·m

III轴的转矩：

T3=T2

i2*η4=536.12*2.53

0.97=1315.69N·m

四传动零件的设计计算

1、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i1=8

P1=10.78KW

P2=10.25KW

P3=9.54KW

T1=71.95N·m

T2=536.12N·m

T3=1315.69N·m

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=8×20=160

实际传动比I0=160/20=8

传动比误差：

i-i0/I=i-I0/8=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=8

由表10-7选定齿轮的齿宽系数

；机械设计第八版205页

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×10.78/1460

=70513N·mm

按齿面接触强度进行设计

由设计公式进行计算，即

机械设计第八版203页

选用载荷系数

=1.3

由表10-6查得材料的弹性影响系数

=189.8

由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限

=550MPa

齿宽系数

T1=70513N·mm

=600Mpa

=550MPa

3.计算应力循环次数

NL1=

=60

182.5

1

（16

365

10）=6.4×108；机械设计第八版206页

NL2=6.4×108/8=0.8

108

取接触疲劳寿命系数ZNT1=0.92,ZNT2=0.98;机械设计第八版207页

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=600×0.92/1.0Mpa

=552Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=550×0.98/1.0Mpa

=539Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1.3×70513×（8+1）/1×8×5392]1/3mm

=54.12mm

模数：

m=d1/Z1=54.12/20=2.71mm

根据机械原理第七版P180表10-1取标准模数：

m=2.5mm

NL1=6.4×108

NL2=2.14×108

ZNT1=0.92

ZNT2=0.98

d1=54.12mm

m=2.5mm

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×160mm=400mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mmb1=50mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.14YSa2=1.83

（8）许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由课本图6-35C查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

由图6-36查得：

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

d1=50mm

d2=400mm

b=45mm

b1=50mm

YFa1=2.80

YSa1=1.55

YFa2=2.14

YSa2=1.83

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1.3×50021.8/45×2.52×20）×2.80×1.55Mpa

=100.36Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1.3×50021.8/45×2.52×120）×2.14×1.83Mpa

=15.8Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m（Z1+Z2）/2=2.5（20+160）/2=225mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×1460/60×1000

=3.82m/s

链轮的传动设计计算

1.推荐小链轮的基准直径75~100mm

则取d3=80mmd4=n1/n2·d3=80*182.5/72.13=202.4

取d4=200mm

σF1=100.36Mpa

σF2=15.08Mpa

a=225mm

d3=80mm

d4=200mm

实际从动轮转速n3’=n2d3/d4=182.5×80/200

=73r/min

转速误差为：

n3’-n3/n3=73-72.19/72.19=0.01122<0.05

允许

链速：

V=πd3n2/60×1000

=3.14×80×182.5/60×1000

=0.764m/s（链速合适）

（1）确定链长和中心矩

i=2~3a=（30~50）p

取链的节距p=8抗拉载荷F=4.4KN机械设计第八版167页

所以有：

240mm≤a0≤400mm

n3’=73r/min

V=5.03m/s

节距p=8

240mm≤a0≤400mm

取a=320mm

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥c（P1/n1）1/3=115（11/1460）1/3mm=22.54mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=22.54×（1+5%）mm=23.67

∴选d=24mm

2、轴的结构设计

d=24mm

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=24mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=30mm

∴d2=30mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

d1=24mm

L1=50mm

d2=30mm

L2=93mm

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

d3=35mm

L3=48mm

d4=41mm

L4=20mm

d5=30mm

L5=19mm

L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=70513N·mm

③求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=70513/50=1410.26N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1410.26×tan200=513.3N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=256.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=705.13N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=256.6×50=12.8N·m

Ft=1410.26N

Fr=513.3N

FAY=256.6N

FBY=256.6N

FAZ=705.13N

MC1=12.8N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1410.26×50=70N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（12.82+702）1/2=71.5N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n1）×106=70.5N·m

MC2=70N·m

MC=71.5N·m

T=70.5N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[71.52+（1×70.5）2]1/2=100.41N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=100.41/0.1×413

=14.6MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c（P2/n2）1/3=115（10.25/182.5）1/3=44.04mm

取d=45mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

Mec=100.41N·m

σe=14.6MPa

<[σ-1]b

d=35mm

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7209c型角接球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=400mm

②求转矩：

已知T2=536.12N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×536.12×103/400=2680.6N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=2680.6×0.36379=975.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

Ft=2680.6N

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=975.2/2=487.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=2680.6/2=1340.3N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=487.6×49=23.9N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1340.3×49=65.7N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（23.92+65.72）1/2

=69.9N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[69.92+（1×536.12）2]1/2

=540.7N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

FAX=FBY=487.6N

FAZ=FBZ=1340.3N

MC1=23.9N·m

MC2=65.7N·m

MC=69.9N·m

Mec=540.7N·m

σe=1.36Mpa

<[σ-1]b

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知n1=1460r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=315.1N

x1=1

y1=0

x2=1

y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取fP=1.5

根据课本P262（11-6）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

（1）已知n2=182.5r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

P1=750.3N

P2=750.3N

LH=1047500h

∴预期寿命足够

FR=903.35N

FS1=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

根据课本P263表（11-8）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：

ft=1

根据课本P264（11-10c）式得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

x1=1

y1=0

x2=1

y2=0

P1=1355N

P2=1355N

Lh=2488378.6h

故轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=24mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/24×7×42

=27.21Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

A型平键8×7

σp=27.21Mpa

A型平键

10×8

σp=101.87Mpa

A型平键

16×10

σp=60.3Mpa

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择

1.润滑方式的选择

在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。

齿轮圆周速度：

高速齿轮

V1=πd1n1/（60×1000）=3.14×45×284/（60×1000）=0.669m/s<2m/s

低速齿轮

V2=πd2n2/（60×1000）=3.14×66×79.78/（60×1000）＝0.276m/s<2m/s

由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。

所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。

2.润滑油的选择

由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN－2润滑脂。

3.密封方式的选择

输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的