机械设计课程设计说明书V带——单级圆柱减速器.doc

机械零件课程设计说明书设计题目：V带单级圆柱减速器专业：设计者： 学 号：指导教师： 目 录一、设计任务书及传动方案拟定二、电动机的选择三、总传动比的计算及传动比的分配四、传动装置的运动和动力参数的计算五、三角带传动设计六、齿轮的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及计算九、键联接的选择及校核计算十、润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）十一、参考资料目录及附表十二、设计小结（本设计的优缺点、及课程设计的体会）一、设计任务书1.设计题目：试按下列一组数据，设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下。 带式输送机的传动装置简图1、电动机； 2、三角带传动； 3、减速器； 4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、皮带运输机工作条件及要求：用于运输碎粒物体，工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差±4，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转。计算过程及计算说明2.传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：工作时载荷有轻微冲击，输送带允许速度误差±4，二班制，使用期限10年（每年工作日300天）。（2） 原始数据：滚筒圆周力FW=1600N；皮带输送机带速VW=1.1m/s；滚筒直径D=250mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相交流异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=1×2×33×4×5=0.97×0.96×0.983×0.99×0.98=0.85式中1三角带传动效率2齿轮传动效率3滚动轴承的效率4联轴器的效率5运输机平型带传动效率常见机械效率参见附表1(2)电机所需的工作功率：P工作=FW×VW /1000 =1600×1.1/1000=1.76KW(3)电动机的选择电动机的额定功率：PPw/=FW×VW /（kw）得P2.07kw(4)确定电动机转速：计算滚筒工作转速为：nw=60×1000VW/D（r/min）=60×1000×1.1/×250=84r/min3、确定电动机型号参照机械设计课程设计301页 8.17 电动机表 8 19Y系列三相异步电动机技术数据 JB/T8680. 1-2-1998同步转速取 1000 r/min选择电动机型号： Y112M6列出电动机的主要参数电动机额定功率P（KW） 2.2电动机满载转速nm（r/min）940电动机轴伸出端直径d（mm） 28j6电动机轴伸出端的安装高度（mm） 112电动机轴伸出端的长度（mm）60电动机轴伸出端的安装高度参照机械设计课程设计302页 表 8 170 Y系列电动机B3机座外形尺寸和安装尺寸电动机轴伸出端的长度、电动机轴伸出端直径d参照机械设计课程设计304页 表 8 172 Y系列电动机B3B5电动机的轴伸尺寸三、总传动比的计算及传动比的分配1、总传动比：i=nm/nw=940/84=11.22、分配传动装置各级伟动比i=i1×i2×i3····in式中：i1、i2、i3····in从附表2中选值i=i1×i2据手册选取优先值：i1=2.5 i2=4.5四、传动装置的运动和动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）（1）高速轴转速n1=nm/i1=940/2.5=376r/min（2）低速轴转速n2=nm/(i1×i2)=940/11.2=83.93r/min2、计算各轴的功率（kw）P1=P×1×3=2.2×0.97×0.98=2.09kwP2=P×1×2×32=2.2×0.97×0.96×0.982=1.968kw 3、计算各轴扭矩（N·mm）Tk=9.55×106Pk/nk （N·mm）T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×2.09/376=53100N·mmT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×1.968/83.93=223900N·mm五三角带传动的设计计算1 确定计算功率Pca查机械设计P156表8-7得：kA=1.2，故Pca=KAP=1.2×2.2=2.64KW2. 选择V带的带型、根据Pca 、n1由机械设计P157图8-10选用A型V带3. 确定带轮的基准直径，并验算带速v由机械设计P157表8-8得，推荐的小带轮基准直径为80，85，90，95，100，106mm取dd1=85mmV=dd1n1/60×1000=×85×940/60×1000=4.2m/s5 m/s重新选择则取dd1=106mmV=dd1n1/60×1000=×106×940/60×1000=5.217m/s在525m/s范围内，带速合适取dd1=106mm i= dd2/dd1 dd2=i×dd1=2.5×106=265mm4. 确定v带的中心矩a和基准长度Ld1）由机械设计P152式（8-20）得i. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(106+265)a02×(106+265)所以有：259.7mma0742mm初定：a0=500mm2）由机械设计P158式（8-22）得Ld02a0+/2(dd1+dd2)+ (dd2-dd1) 2/4a0=2×500+/2 (106+265)+(265-106)2/4×500=1595.4mm根据机械设计P146表（8-2）取Ld=1600mm kL=0.99根据机械设计P158式（8-23）得：aa0+Ld-L0/2=500+(1600-1595.4)/2=502.3mmamax=a-0.015 Ld=502.3-0.015×1600=478.3mmamin=a+0.03 Ld=502.3+0.03×1600=550.3mm中心距的变化范围478.3mm550.3mm5. 验算小带轮包角111800-(dd2-dd1) ×57.30/a=1800-(265-106) ×57.30/462=161.860900（适用）6. 计算带的根数z1）计算单根v带的额定功率Pr由dd1=106mm和n1=940r/min查机械设计P152表（8-4a）P0=1.15KW根据n1=940r/min，i=2.5和A型带，查表（8-4b）得P0=0.11KW查机械设计P155表（8-5）K=0.95，于是根据机械设计p152 式（8-19）Pr= (P0+P0) ×K×KL=(1.15+0.11) ×0.95×0.99=1.185kwZ=Pca/ Pr =2.64/1.185=2.23Z=3根7. 计算单根v带的初拉力的最小值（F0）min由课本P70表8-3查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：(F0)min =500×（2.5/K-1）×PC/ K×Z×V+qV2=500× (2.5/0.95-1) ×2.64/0.95×3×5.217+0.1×5.2172N=140.33N应使带的实际初拉力F0>(F0)min8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为，由课本P87式（5-19）(Fp)min =2Z(F0)min sin1/2=2×3×140.33×sin161.86/2=831.45N六、齿轮传动的设计计算1. 选择齿轮材料及精度等级1）按预定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。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280HBS，大齿轮选用45钢（调质）齿面硬度240HBS，两者材料硬度差为40HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m4）选小齿轮齿数z1=24。传动比i齿=4.5 齿数比：u=i0=4.5则大齿轮齿数：z2=iz1=4.5×24=1082. 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d12.32(kT1(u+1)/duH2)1/3（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数kt由课本P193表10-3取kt=1.3。2) T1=5.31×104 N·mm3)由机械设计P205表10-7取d=14)由机械设计P201表10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)许用接触应力H由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550Mpa。6)由式10-13计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×376×1×(2×8×300×10)=1.083×109NL2=NL1/i=1.083×109/4.5=0.24×1097)由图10-19取接触疲劳的寿命系数：KNT1=1 KNT2=0.988) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%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由式（10-12）得H1=Hlim1KHN1/SH=600×1/1.0 Mpa=600MpaH2=Hlim2KHN 2/SH=550×0.98/1.0 Mpa=539Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。d12.32KTT1(u+1) ZE2 /duH 21/3=2.321×5.31×104×(4.5+1) ×189.82/(1×4.5×5392)1/3mm=50.74mm2）计算圆周速度v。v=dd1tn1/60×1000=×50.74×376/60×1000=1m/s3）计算齿宽b。b=d×dd1t=1×50.74=50.74mm4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数：mt=d1t/z1=50.74/24=2.11mm齿高：h=2.25 ×mt=2.25×2.11=4.7475mmb/h=50.74/4.7475=10.6885）计算载荷系数根据v=1m/s ，7级精度，由机械设计194页，图10-8查得动载荷系数为Kv=1.05；直齿轮，KH = KF=1；由表10-2 查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.42由b/h=10.688，KH=1.4查图10-13得KF=1.4；故载荷系数K=KAKv KHKH=1×1.05×1×1.42=1.4916）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1= d1t (k/Kt)1/3=50.74(1.491/1.3)1/3=53.1mm7）计算模数m。 m= d1/z1=53.1/24=2.2mm3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m (2kT1 YFaYSa /dz12 F)1/3（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.9；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F 1=KFN1×FE1/S=0.9×500/1.4=321.43 MPaF 2=KFN2×FE2/S=0.9×380/1.4=244.3 MPa4）计算载荷技术K。K=KAKv KFKF=1×1.05×1×1.4=1.47。5）查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.65；YFa2=2.17。6）查取应力校正系数。由表10-5查得YSa1=1.58；YSa2=1.8。7）计算大、小齿轮的YFaYSa/F并加以比较。YFa1×YSa1/F 1=2.65×1.58/321.43=0.01303YFa2×YSa2/F 2=2.17×1.8/244.3=0.01599大齿轮的数值大。（2）设计计算m (2kT1 YFaYSa /dz12 F)1/3 =2×1.47×5.31×104×0.01599/(1×242) 1/3=1.63mm 就近圆整m=2z1= d1/m=53.1/2=26.55 取z1=27大齿轮的齿数z2=u×z1=4.5×27=121.5 取z2=122这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1 = z1m=27×2=54mmd2 = z2m=122×2=244mm（2）计算中心矩 a=( d1 + d2 )/2=(54+244)/2=149mm（2） 计算齿轮宽度：b=dd1=1×54mm=54mm取b2=54mm b1=59mm七、轴的设计计算输出轴的设计计算1、 初步确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度217255HBS。根据表15-3，取A0(C)=120于是得dminA0 (P/n )1/3=120 (1.968/83.93)1/3=34.34mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=34.34×(1+5%) =36mm选d=36mm2、轴的结构设计（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输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（第工段）参照机械设计查表14-1取KA=1.5Tca=KAT2=1.5×22.39×104=335850Nmm=335.85Nm参照机械设计课程设计287页凸缘联轴器 YL9钢 JJ1型T=400Nm d/(H7)=50mm L=84mm工段： d1=50mm 长度取L1=82mmII段: d2= d1+5=55mm L2=50mmIII段 初选用6216深沟球轴承其内径为60mm,大径为110mm宽度为22mm.此段轴的直径d3=60mm 长度 L3=46mm段 d4= d3+5=65mm L4=54mm段 设计成阶梯形轴肩，用以定位考虑c=5 h=2c=2×5=10mmd5=d4+2h=65+2×5=75mm 长度L5=7mmVi段 直径d6=65mm. 长度L6=17mmVII段 直径d7=60mm. 长度L7=22mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=278mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=244mm求转矩：已知T2=223900N·mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×223900/50=8956N求径向力FrFr=Ft·tan=8956×tan200=3259N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=51mm(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=1629.5NFAZ=FBZ=Ft/2=4478N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=1629.5×51=83.1N·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=4478×51=228.4N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(83.12+228.42)1/2=243N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=223.9N·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=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=2432+(1×223.9)21/2=330.4N·m(7)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d33=330.4/0.1×603=15.2MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。八、滚动轴承的选择及计算根据根据条件，轴承预计寿命16×300×10=48000小时1、计算输入轴承（1）已知n2=83.93r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500N初先两轴承为深沟球轴承6212型得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315N FA2=FS2=315N(3)求系数x、yFA1/FR1=315N/500N=0.63FA2/FR2=315N/500 N=0.63查手册得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据机械设计321页表（13-6）取f P=1.5根据机械设计320页式（13-8a）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750N(5)轴承寿命计算深沟球轴承=3根据机械设计319页图（13-12）根据手册得Cr=35000N由机械设计式（13-5）得LH=106/60n×(C/P)=(106/60×83.93)×(35000/1968)3>48000h预期寿命足够九、键联接的选择及校核计算输出轴与大齿轮联接用平键联接轴径d=65mm L=50mm T=223.9Nm参照机械设计课程设计198页选用A型平键键18×11 GB1095-1979l=40mm h=11mm根据机械设计107页式（6-1）得p=2T×103/kdl=2×223.9×103/0.5×11×65×40=31.3Mpa<p十、润滑与密封参考机械设计235页齿轮传动润滑油粘度荐用值取59齿轮采用牌号为120的工业齿轮润滑油轴承采用润滑脂润滑。十一、参考资料目录及附表机械设计 高等教育出版社机械设计课程设计 浙江大学出版社机械制图 高等教育出版社FW=1600N VW=1.1m/s D=250mm总=0.85P工作=1.76KWP2.07kwnw=84r/min电动机型号Y112M6i总=11.2i1=2.5i2=4.5n1= 376r/minn2= 83.93r/minP1=2.09kwP2=1.968kwT1=53100N·mmT2=223900N·mmV=5.217m/sdd1=106mmdd2=265mm259.7mma0742mm取a0=500Ld=1595.4m中心距的变化范围478.3mm550.3mm1=161.860Z=3根(F0)min =140.33N(Fp)min =831.45Ni齿=4.5z1=24z2=108u=4.5T1=5.31×104 N·mmHlim1=600MpaHlim2=550MpaNL1=1.083×109NL2=0.24×109kNT1=1kNT2=0.98H1=600MpaH2=539MpaV=1m/sb=50.74mmmt= 2.11mmh=4.7475mmb/h=10.688KH = KF=1KA=1KH=1.42K=1.491d1=53.1mmm=2.2mmFE1=500MPaFE2=380MPaKFN1=0.9 KFN2=0.9F 1=321.43 MPaF 2=244.3 MPaK=1.47YFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.17YSa2=1.8m=2z1=27z2=122d1 = 54mmd2 = 244mma=149mmb2=54mm b1=59mmdmin=36mmd1=50mmL1=82mmd2=55mmL2=50mmd3=60mmL3=46mmd4=65mmL4=54mmd5=75mmL5=7mmd6=65mm. L6=17mmd7=60mm. L7=22mmFt =8956NFr=3259NFAY =1629.5NFBY =1629.5NFAZ =4478NFBZ= 4478NMC1=83.1N·mMC2=228.4N·mMC =243N·mT=223.9N·mMec =330.4N·me =15.2MPa<-1b轴承预计寿命48000hFS1=FS2=315Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750NP2=750NLH=62808h预期寿命足够A型平键18×11p=31.3Mpa附表1 常用机械传动效率 机械传动类型 传动效率圆柱齿轮传动 闭式传动0.960.98（7-9级精度） 开式传动0.940.96 圆锥齿轮传动 闭式传动0.940.97（7-8级精度） 开式传动0.920.95带传动平型带传动 0.950.98V型带传动 0.940.97滚动轴承（一对） 0.980.995联轴器 0.99-0.995附表2 常用机械传动比范围 传 动 类型选用指标 平型带 三角带 齿 轮 传 动 功率（KW） 小（20）中（100） 大（最大可达50000）单级传动比（常用值） 2-4 2-4 圆柱 圆锥 3-5 2-3 最大值 6 15 10 6-10附表3 标准直径（摘自GB2822-81）12* 13 14 15 16 17 18 20 21 22 24 25* 26 28 30 32* 3436 38 40* 42 45 48 50* 53 56 60 63* 67 71 75 80* 90 95 100* 105 110 120 125* 130 140 150 160* 170 180 190 200* 注：（1）带*号者为Ra10系列，优先选用。 （2）本标准不适用于另有其它标准的机械零件（如滚动轴承、螺纹、联轴器等）十二、设计小结 作为一名（中德）机械设计制造自动化专业的学生，我认为机械零件课程设计是十分必要的。我觉得做课程设计同时也是对课本知识的巩固和加强，由于课本上的知识太多，平时课间的学习并不能很好的理解和运用各个机械零部件的功能，而且由于考试内容有限，所以在这次课程设计过程中，我更细致地了解了很多机械零件的结构，并且对于减速箱的作用有了更多的认识。 平时看相关的机械书本时，有些问题老是弄不懂，做完课程设计后，那些问题就迎刃而解了，而且还可以记住很多东西，比如传动轴的定位、齿轮的强度校核等，平时看课本，这次看了，下次就忘了，通过动手运算让我对这些细节印象深刻。认识来源于实践，实践是认识的动力和最终目的，实践是检验真理的唯一标准。所以这个期末测试之后的课程设计对我们的作用是非常大的。在设计零件图时，我发现细心耐心有恒心一定要有才能做好事情，兼顾到方方面面去考虑是很需要的。在课程设计的过程中我遇到一系列问题，可以说得是困难重重。这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问题，同时在设计的过程中我发现了自己的不足之处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。在设计中遇到了很多专业知识问题，最后在老师的指导下，终于游逆而解。我想说，设计确实有些辛苦，但苦中也有乐，在如今单一的理论学习中，很少有机会能有实践的机会，我想说，确实很累，但当我们看到自己所做的成果时，心中也不免产生兴奋。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。 此次课程设计，我也学到了很多课内学不到的东西，比如独立思考解决问题，出现差错的随机应变，与同学互相切磋，都受益非浅。由于课程设计时间比较紧迫，设计存在着许多不足,也希望老师指正。在此，感谢老师的细心指导。