单级减速器机械设计基础课程设计说明书doc

单级减速器机械设计基础课程设计MATCH_ word word文档格式规范word作业纸小票打印word模板word简历模板免费word简历 _1714112311504_2doc单级减速器机械设计基础课程设计说明书doc单级减速器机械设计基础课程设计说明书doc机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计者：指导老师设计时间：设计单位：目录一课程设计任务书.......................2二设计要求.............................2三设计步骤..............................21.传动装置整体 设计方案 关于薪酬设计方案通用技术作品设计方案停车场设计方案多媒体教室设计方案农贸市场设计方案 ........................22.电动机的选择.................................33.确立传动装置的总传动比和分派传动比..........44.齿轮的设计..................................65.转动轴承和传动轴的设计.......................8附：两根轴的装置草图..........................166.键联接设计....................................187.箱体结构的设计...............................198.润滑密封设计.................................20四设计小结20五参照资料21第1页一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图以下）1——输送带2——滚筒3——联轴器4——减速器5——V带传动6——电动机设计条件：1）机器功用由输送带运送物料，如：沙石，砖，煤炭，谷物等；2）工作状况单项运输，载荷轻度振动，环境温度不超出40℃；3）运动要求输送带运动速度偏差不超出7%；4）使用寿命8年，每年350天，每天8小时；5）检修周期一年小修，三年大修；6）生产厂型中小型机械制造厂；7）生产批量单件小批量生产；2.原始数据：运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/(m/s)卷筒直径D/mm51.2190.设计要求减速器装置图一张。（三视图，A1图纸）绘制轴、齿轮部件图各一张。（A3图纸）设计计算说明书一份。三.设计步骤传动装置整体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 1）外传动机构为V带传动。第2页2）减速器为一级睁开式圆柱齿轮减速器。方案简图以以下图：——输送带；2——滚筒；3——联轴器；——减速器；5——V带传动；6——电动机4）该方案的优弊端：该工作机有稍微振动，因为V带有缓冲吸振能力，采纳V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采纳V带这类简单的结构，并且价格廉价， 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。整体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作靠谱，其余还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的种类按工作要乞降工作条件采纳Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量工作机的有效功率为PwFv6kw从电动机到工作机传递带间的总效率为312345第3页由《机械设计课程上机与设计》表9-1可知：1：V带传动效率0.962：转动轴承效率0.99（球轴承）：齿轮传动效率0.97（7级精度一般齿轮传动）4：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）5：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为Pw6Pd6.98kw0.863）确立电动机转速按表5-1介绍的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比i'1~8而工作机卷筒轴的转速为v1.2nw2rad/sD0.19所以电动机转速的可选范围为：ndi'nw(1~8)120rmin(120~960)rmin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等要素，为使传动装置结构紧凑，决定采纳同步转速为750rmin的电动机。依据电动机种类、容量和转速，由《机械设计课程上机与设计》表16-2选定电动机型号为Y160L-8。其主要性能以下表：启动转矩最大转矩电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定转矩额定转矩Y160L-87.57202.02.0计算传动装置的总传动比i并分派传动比(1).总传动比i为inm7206nw120第4页(2).分派传动比iii考虑润滑条件等要素，初定231).各轴的转速错误!未找到引用源。轴nnm720rmin错误!未找到引用源。轴错误!未找到引用源。轴nn360rmininn120rmini卷筒轴nwn120rmin2).各轴的输入功率错误!未找到引用源。轴PPd6.98kw错误!未找到引用源。轴PP126.63kw错误!未找到引用源。轴PP326.37kw卷筒轴P卷P426.24kw3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为：Td9.55106Pd9.551066.989.26104Nmmnm720错误!未找到引用源。轴TTd9.26104Nmm错误!未找到引用源。轴TT12i1.76105Nmm错误!未找到引用源。轴TT32i5.07105Nmm卷筒轴T卷T424.97105Nmm第5页将上述计算结果汇总与下表，以备查用轴名功率P/kw转矩T/(N·mm)错误!6.989.26104未找到引用源。轴错误!6.631.76105未找到引用源。轴错误!6.375.07105未找到引用源。轴卷筒轴6.244.97105齿轮的设计转速n/(r/min)传动比效率i72020.9536030.9612010.981201）选定资料及确立许用应力按简图所示的传动方案，采纳直齿圆柱齿轮传动。资料选择。由《机械设计基础》表11-1选择小齿轮资料为45钢（调质），硬度为280HBS，Hlim1600MPa,FE450MPa,大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，Hlim1380MPa,FE320MPa,两者资料硬度差为60HBS。(3)由《机械设计基础》表11-5,取SH1.25，SF1.6，[H1]Hlim1600MPa480MPaSH1.25第6页[H2]Hlim2380MPa304MPaSH1.25[F1]FE1450MPa281.25MPaSF1.6[F2]FE2320MPa200MPaSF1.62）按齿面接触强度设计设齿轮按7既精度制造，取载荷系数为1.3。齿宽系数d0.8(《机械设计基础》表11-6)小齿轮上的转矩T195.5105P95.51056.631.76105Nmmn2360取Z=188(《机械设计基础》表11-4)d132KT1u1(ZEZH)2du[H]321.31.7610531(1882.5)20.8348090mm齿数取z125，则z23z175模数md190mm3.6mmz125齿宽bdd10.890mm72mm取b180mm,b275mm,按《机械设计基础》表4-1取m=3.75mm,实质的d1zm253.7593.75mmd2753.75mm281.25mm中心距d1d293.75281.25mmmma2187.523）验算齿轮曲折强度齿形系数（由《机械设计基础》图11-8和图11-9可得）YYFa12.75，YSa11.6Fa22.26，YSa21.75第7页校验：F12KT1YFa1YSa121.31.761052.751.6MPa79.5MPa[F1]281.25MPabm2z1723.75225YFa2Ysa279.52.261.75F2F1YFa1YSa12.75MPa71.45MPa[F2]200MPa1.6校验合格4）计算齿轮圆周速度vvd1n1903601000601.7m/s6010005）齿顶高、齿根高和齿高等计算h2.25m2.253.75mm8.4375mmhaha*m3.75mmhf（ha*c*)m(10.25)3.75mm4.6875mm6）基圆直径d'dcos72cos2067.7mm,d'dcos360cos20338.3mm1122汇总计算结果以下表：小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d93.75281.25齿顶高ha3.753.75齿根高df4.68754.6875齿全高h8.43758.4375齿顶圆直径da101.25288.75齿根圆直径df84.375271.875基圆直径db88.1264.3中心距a187.5传动比i3转动轴承和传动轴的设计(一).高速轴的设计第8页.输在轴上的功率PⅡ、转速nⅡ和转矩TⅡ由上可知：P6.63kw，n360rmin，T1.76105Nmm.求作用在齿轮上的力因已知高速小齿轮的分度圆直径d1zm242.560mm圆周力：Ft2TⅡ1877.3Nd1径向力：FrFttan1877.3tan20N683.3N轴向力:Fa0Ⅲ.初步确立轴的最小直径资料为45钢，正火办理。依据《机械设计基础》表14-2，取C110，于是dmin'Ｃ3PⅡ11036.63mm29.05mm，因为键槽的影响，故nⅡ360dmin1.03dmin'29.9mm输出轴的最小直径明显是安装带轮处的直径d1，取d135mm，依据带轮结构和尺寸，取l150mm。Ⅳ.齿轮轴的结构设计(1).依据轴向定位的要求确立轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径第9页d242mm；2).初步选择转动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应采纳角接触球轴承。依据工作要求并依据d242mm，查手册采纳单列角接触球轴承7009AC，其尺寸为dDB45mm75mm16mm，故d3d745mm。3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径d450mm，l4803mm77mm。轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴肩处的直径d558mm。4).轴承端盖的总宽度为23mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。依据轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故l241mm。5).依据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l333mm至此，已初步确立了轴的各段和长度。1段d=35mmL=50mm112段:d=d+7=42mmL=41mm2123段d=d+3=45mmL=33mm3234段d434=77mm=d+5=50mmL5段d54L5=7.5mm6段=d+5=58mm.d=51mmL6=7mm67段d=d=45mmL7=14mm73(2).轴上部件的周向定位由《机械设计课程上机与设计》表11-1查得带轮与轴的周向定位采纳平键连第10页y接。按d1平键截面bhL10mm8mm36mm。齿轮与轴的连接，采纳平键FrFtx截面bhL14mm9mm63mm，转动轴承与轴的周向定位是由过分派合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。z(3).确立轴上圆角和倒角尺寸参照《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。FAZFAYFAZFAYⅤ.求轴上的载荷MC1第一依据轴的结构图做出轴的计算简图，再依据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。MC2L=124.5mm求垂直面的支撑反力Ld1MCFr2Fa2Fr341.64NF1VL2F2VFrF1V341.64NT求水平面的支撑反力F1HF2HFt683.3N938.65N223）绘制垂直面的弯矩图MC1F2VL341.640.1245Nm21.27Nm22MC1'F1VL341.640.1245Nm21.27Nm22绘制水平面的弯矩图MC2F1HL938.650.1245Nm58.43Nm225）求合成弯矩图McMC12MC2221.27258.432Nm62.18Nm求轴传达的转矩TFtd11877.30.093752Nm88Nm2求危险截面的当量弯矩从图可以看出头a-a面最危险，其当量弯矩为：MeMc2(T)2取折合系数0.6，代入上式得第11页Me62.182(0.688)2Nm81.57Nm8）计算危险截面处的轴的最小直径轴的资料为45钢，正火办理，由《机械设计基础》表14-1查得B600MPa由表14-3查得[1b]55MPadMe381.5710324.57mm30.155mm0.1[1b]考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%dmin24.57(15%)mm25.8mm而实质设计的危险截面处的d50mm25.8mmdmin所以该轴吻合要求(二).低速轴的设计Ⅰ.输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知P6.37kw，n120rmin，T5.07105Nmm.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2753.75mm281.25mm圆周力：Ft2T3605.3Nd2径向力：FrFttan1312.2N轴向力：Fa0Ⅲ.初步确立轴的最小直径资料为45钢，正火办理。依据《机械设计基础》表14-2，取C110，于是dmin'Ｃ3P11036.37mm41.34mm，因为键槽的影响，故n120dmin1.03dmin'42.6mm输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径第12页d1与联轴器的孔径相适应，故需同时采纳联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表14-1，取KA1.5，则：TcaKAT1.35.07105Nmm659Nm依据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，采纳HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径d45mm，故取d145mm，半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L84mmⅣ.轴的结构设计(1).依据轴向定位的要求确立轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩d2d16~12mm，故取2段的直径d252mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L112mm，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，故第1段的长度应比L略短一些，现取l1110mm2).初步选择转动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应采纳角接触球轴承。依据工作要求并依据d252mm，查手册采纳单列角接触球轴7011AC，其尺寸为dDB55mm90mm18mm，故d3d655mm。3).取安装齿轮处的轴端第4段的直径d460mm；齿轮的左端与左轴承之间采纳套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为75mm，为了使套筒端面靠谱地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l472mm。齿轮的右端采纳轴肩定位，齿第13页轮的轴向定位轴肩d5d46~12mm，取d565mm。轴环宽度b1.4h，取l512.5mm。4).轴承端盖的总宽度为23mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定，由轴承外径D=90mm得d310mm，而d0d31mm，e1.2d3,总宽度为d0e11mm12mm23mm)。依据轴承端盖的装拆及便于对轴承增加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l18mm，故l241mm。5).依据安装时齿轮中心要在一条线上，有设计轴的草图可得l336mm至此，已初步确立了轴的各段和长度。数据统计以下表：1段d=45mmL=110mm112段:d=d+7=52mmL=41mm2123段d3=d2+3=55mmL3=36mm4段d434=72mm=d+5=60mmL5段d545=7.5mm=d+5=65mm.L6段d6=d4=60mmL6=7mm7段d7=d3=55mmL7=16mm(2).轴上部件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采纳平键连接。按d4由《机械设计课程上机与设计》表11-1查得齿轮与轴的连接，采纳平键截面bh18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm；相同，半联轴器与轴的连接，采纳平键为14mm9mm90mm。转动轴承与轴的周向定位是由过分派合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3).确立轴上圆角和倒角尺寸第14页参照《机械设计》表15-2，取轴端圆角245。Ⅴ.求轴上的载荷L=122.5mm,K=106mm求垂直面的支撑反力Ld1F1VFr2Fa2Fr656.1NL2F2VFrF1V656.1N求水平面的支撑反力F1HF2HFt3605.3N1802.65N224)求F点在支点产生的反力F1FFK100000.106N8653NL0.1225F2FFF1F18653N4）绘制垂直面的弯矩图MC1F2VL656.10.1225Nm40.19Nm22MC1'F1VL656.10.1225Nm40.19Nm225）绘制水平面的弯矩图L0.1225MC2F1H21802.652Nm110.4Nm6）F力产生的弯矩图M2FFK100000.106Nm1060Nm危险截面F力产生的弯矩为：MaFF1FL0.1225NmNm2865325307）求合成弯矩图McMC12MC22MaF（40.192110.42530）Nm647.5Nm求轴传达的转矩TFtd13605.30.28125Nm507Nm22求危险截面的当量弯矩从图可以看出头a-a面最危险，其当量弯矩为：第15页MeMa2(T)2取折合系数0.6，代入上式得Me647.52(0.6507)2Nm715.4Nm9）计算危险截面处的轴的最小直径轴的资料为45钢，正火办理，由《机械设计基础》表14-1查得B600MPa由表14-3查得[1b]55MPadMe3715.410350.67mm30.1mm0.1[1b]55考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%dmin50.67(15%)mm53.2mm而实质设计的危险截面处的d60mm53.2mmdmin所以该轴吻合要求附：两根轴的装置草图以下第16页(三).转动轴承的校核轴承的估计寿命L'H81036529200hⅠ计算输入轴承(1).已知n360rmin，两轴承的径向反力FR1FR2938.65N由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力FS0.68FrFS1FS20.68FR638.3N(2).因为FS1FaFS2，所以Fa0故FA1FS1638.3N，FA2FS2638.3N(3).FA1FR10.68，FA2FR20.68，查手册可得e0.68因为FA1FR1e，故X11,Y10;第17页FA2FR2e,故X21,Y20(4).计算当量载荷P1、P2由《机械设计基础》表16-9，取fp1.3，则P1fp(X1FrY1FA)1207NP2fp(X2FrY2FA)1207N(5).轴承寿命计算因为P1P2，取P1207N，角接触球轴承，取3，ft1查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr25.8，则LH106(ftC1061258003'29200h60n)（）h452151hLHP603601207故满足预期寿命。Ⅱ.计算输出轴承(1).已知n120rmin，两轴承的径向反力FR1FR21802.65N由选定的角接触球轴承7011AC，轴承内部的轴向力FS0.68FrFS1FS20.68FR1255.8N(2).因为FS1FaFS2，所以Fa0故FA1FS11225.8N，FA2FS21225.8N(3).FA1FR10.68，FA2FR20.68，查手册可得e0.68因为FFA1FR1e，故X11,Y10;A2FR2e,故X21,Y20(4).计算当量载荷P1、P2由《机械设计》表13-6，取fp1.3，则第18页P1fp(X1FrY1FA)1593.5NP2fp(X2FrY2FA)1593.5N(5).轴承寿命计算因为P1P2，取P1593.5N，角接触球轴承，取3，ft1查手册得7006AC型角接触球轴承的Cr35.2，则LH106(ftC)106(135200)31497060hL'H2920060nP601201593.5故满足预期寿命。键联接设计.带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d35mm，轮毂长度L50mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b10mm，h8mm，L36mm(GB/T1095-2003)现校核其强度：lLb28mm,T1.76105Nmmp4Tdhl41.76105/35828MPa89.8MPa/9/6666666查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键吻合强度要求。Ⅱ.输入轴与齿轮间键的选择及校核轴径d50mm，轮毂长度L77mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b14mm，h9mm，L63mm(GB/T1095-2003)现校核其强度：lLb49mm,T1.76105Nmmp4Tdhl41.76105/50949Mpa31.9Mpa查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键吻合强度要求。Ⅲ.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d45mm，轮毂长度L110mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b14mm，h9mm，L90mm(GB/T1095-2003)现校核其强度：lLb76mm,T5.07105Nmm第19页p4Tdhl45.07105/45976Mpa65.89Mpa查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键吻合强度要求。Ⅳ.输出轴与大齿轮间键的选择及校核轴径d60mm，轮毂长度L72mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b18mm，h11mm，L63mm(GB/T1095-2003)现校核其强度：lLb45mm,T5.07105Nmmp4Tdhl45.07105/601145Mpa68.28Mpa查手册得[p]110MPa，因为p[p]，故键吻合强度要求。箱体结构的设计减速器的箱体采纳锻造（HT200）制成，采纳剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采纳H7配合.is61.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内部件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采纳侵油润油，同时为了防备油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33.机体结构有优异的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=10mm.体外型简单，拔模方便.对附件设计视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动部件齿合区的地址，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片增强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其余部件凑近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处的机体外壁应突出一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳固之处。油尺部署的部位不可以太低，以防油进入油尺座孔而溢出.。第20页通气孔：因为减速器运行时，机体内温度高升，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力均衡.位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装置精度，在机体联系凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度.吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.润滑密封设计关于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)105mm.r/min，所以采纳脂润滑，箱体内采纳SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+h1，H=30h1=34。所以H+h1=30+34=64。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。并且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀部署，保证部分面处的密封性。轴承端盖采纳嵌入式端盖，易于加工和安装。四设计小结此次关于带式运输机上的单级睁开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真切理论联系实质、深入认识设计看法和设计过程的实践考验，关于提升我们机械设计的综合素质大实用途。经过两个礼拜的设计实践，使我对机械设计有了更多的认识和认识.为我们今后的工作打下了坚固的基础.1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》、《CAD制图》等于一体，使我们能把所学的各科的知识贯通融会，更加熟习机械类知识的实质应用。2．此次的课程设计,关于培育我们理论联系实质的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实质反系和解决工程实质问题的能力;牢固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。第21页3．在此次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技术,结合各个教课实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐渐提升了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提升了解析问题和解决问题的能力,为我们今后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚固的基础。4．本次设计获取了指导老师的认真帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.5．设计中还存在许多错误和弊端，需要连续努力学习和掌握有关机械设计的知识，连续培育设计习惯和思想从而提升设计实践操作能力。五．参照资料祖谢传锋《画法几何及机械制图》中国矿业大学出《机械设计基础》高等教育第一版社主编杨可桢程光蕴李仲生《机械设计课程上机与设计》东南大学第一版社主编程志红唐大放《工程力学》高等教育第一版社主编单辉版社主编李爱军陈国平第22页