华农二级减速器课程设计说明书

机械设计课程设计说明书-1-目录1.设计目的……………………………………………………………12.设计方案及要求……………………………………………………13.电机选择……………………………………………………………24.装置运动动力参数计算……………………………………………45.带传动设计与校核…………………………………………………56.齿轮设计与校核……………………………………………………77.轴类零件、轴承及键的设计与校核………………………………168.减速器的结构及附件设计………………………………………349.设计心得…………………………………………………………3810.参考文献…………………………………………………………391.设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）初步学会综合运用《机械设计》及其它先修课程的理论和生产实践知识来解决工程实际中的具体设计问题；（2）掌握一般机械设计的方法和步骤，培养理论联系实际的正确设计思想和分析问题、解决问题的能力；（3）培养机械设计的基本技能；（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。机械设计课程设计说明书-2-2.设计方案及要求2.1设计方案据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：2.2设计要求1）机械系统总体方案图1张（可绘在说明书中）；2）传动装置装配图1张（1号图纸）；3）零件图2张（3号图纸）；4）设计计算说明书1份。2.3原始数据1）滚筒圆周力F=6KN2）滚筒速度v=1.1m/s3）滚筒直径D=380mm4）传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计算，每天8小时计算；1—电动机2—V带传动3—减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带机械设计课程设计说明书-3-3.电机选择3.1电动机类型的选择按工作要求选用Y系列封闭式三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，额定电压为380V，额定频率为50Hz。3.2选择电动机的容量工作机有效功率Pw=1000vF,根据任务书所给数据F=6KN，v=1.1m/s。则有：Pw=1000vF=10001.16000=6.6KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=1542342式中1，2，3，4，5分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率。据《机械设计手册》知1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.99，5=0.96。则有：=0.96499.0297.099.096.0=0.82所以电动机所需的工作功率为：Pd=wKP式中K为功率储备系数，取K=1.2Pd=wKP=82.06.62.1=9.65KW取Pd=9.8KW3.3确定电动机的转速按推荐的两级展开式圆柱直齿轮减速器传动比I齿=8~60和带机械设计课程设计说明书-4-的传动比I带=2~4，则系统的传动比范围应为：I=I齿带i=（8~60）（2~4）=16~240工作机滚筒的转速为nw=Dv100060=min/3.5238014.31.1100060r所以电动机转速的可选范围为nd=Iwn=（16~240）52.3min/r=（885~13268）min/r符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三种，准备选择1500r/min。查询机械设计手册确定电机的型号为Y160M-4。其满载转速为1460r/min,额定功率为11KW。4.装置运动动力参数计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比I=9.273.521460wdnn2）分配到各级传动比因为I=齿带ii已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比i02.2则I齿6.130iia。参考机械设计指导书，对展开式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比i1=(1.3~1.4)i2。式中i1为高速级传动比；i2为低速级传动比。所以，分配齿轮传动比得高速级传动比i1=4.1，低速级传动比为i2=3.1。4.2传动装置的运动参数计算机械设计课程设计说明书-5-电动机轴：转速：n0=1460min/r输入功率：P0=Pd=9.8KW输出转矩：T0=95500nPd=955014608.9=64.1NmⅠ轴（高速轴）:转速：n1=min/664min/r2.2146000rin输入功率：P1=P031.999.096.08.921KW输入转矩：T1=119550nP95509.13366431.9NmⅡ轴（中间轴）:转速：n2=min/1621.466411rin输入功率：P2=P197.099.031.932=8.94KW输入转矩：T2=229550nP955052716294.8NmⅢ轴（低速轴）转速：n3=min/3.521.316222rin输入功率：P3=97.099.094.8322P=8.59KW输入转矩：T36.156752.359.89550955033npNm滚筒轴：转速：nmin/3.52n3r卷输入功率：P4=423P=8.5999.099.0=8.42KW输入转矩：T45.15373.5242.89550955044npNm各轴运动和动力参数表4-1机械设计课程设计说明书-6-轴号功率（KW）转矩（Nm）转速（r/min）电机轴9.864.11460Ⅰ轴9.31133.9664Ⅱ轴8.94527162Ⅲ轴8.591567.652.3滚筒轴8.421537.552.3表4-15.带传动设计与校核计算项目及说明结果1.确定V带型号查表4-6，每天工作8小时的带式输送机确定计算功率Pc=KAP1=1.19.8据Pc和n0值查图4-6选用A带。2.确定带轮的基准直径D1、D2（1）由表4-7，初选小带轮的基准直径D1（2）大带轮基准直径D2D2=i0D1=2.2112=246.4mm按表4-7圆整3.验算带速v60000146012114.36000001nDv=8.56m/s因为8.56m/s在5m/s~25m/s之间，故带速合适。KA=1.1Pc=10.78KWA型带D1=112mmD2=250mmV=8.56m/s符合要求机械设计课程设计说明书-7-新的传动比i0=112250=2.23Ⅰ轴的转速1n修正为001inn4.确定V带长度Ld和中心距a（1）初定中心距a0范围为0.7（D1+D2）~2（D1+D2）（2）初算带的基准长度'L0212210'4)DD()DD(22aaL6004)112250()112250(214.370022=1977mm由表4-3圆整（3）计算实际中心距2197720007002'0LLaadmm712中心局变动范围：mmLaad682015.0minmmLaad77203.0max5.验算小带轮上的包角1208.9163.57)(18012aDD6.确定V带的根数z（1）单根V带实验条件下许用功率P0由mmD1121和14600nr/min查表4-4（2）传动功率增量P0i0=2.23min6541rna0=700mmLd=2000mma=712mm=1208.916P0=1.62KW机械设计课程设计说明书-8-据n0=1460r/min，i=2.23和A型带，查表4-5（3）查表4-8确定K（4）查表4-3确定LK（5）计算V带根数z97.503.198.0)17.062.1(10.78)(00LcKKPPPz7.确定带轮宽度B=(z-1)e+2f查表12-1得A型带e=15mmf=9mm8.确定张紧力单根普通V带合适的张紧力为：2)15.2(5000qvKzvPFC查表4-2得A型带的单位长质量q2)15.2(5000qvKzvPFC256.81.0)198.05.2(56.8678.105009.计算压轴力Q压轴力的最小值为：NzFQ203229.168sin170.1622sin2010.带轮设计（1）小带轮设计由Y160M电动机可知其轴直径为d=42mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径P0=0.17KWK=0.98LK=1.03圆整取z=6B=93mmq=0.1kg/mF0=170.1NQ=2032N机械设计课程设计说明书-9-d1=42mm。由表12-3可知小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计大带轮轴孔取d2=32mm，由表12-3可知其结构为四孔板轮。d1=42mm实心轮d2=32mm四孔板轮6.齿轮设计与校核计算项目及说明结果1.高速级齿轮传动设计（1）选择齿轮材料，确定许用应力由表6-2选小齿轮45钢调质大齿轮45钢正火许用接触应力NHHHZSminlim接触疲劳强度极限limH查图6-4接触强度寿命系数ZN应力循环次数NN1=60n1jLh=606541(103008)N2=N1/i1查图6-5得ZN1,ZN2接触强度的最小安全系数minHS则02.11.15801HHBS1=240HBSHBS2=200HBSMPaH5801limMPaH5601limN1=9.42×108N2=2.30×108ZN1=1.02ZN2=1.1minHS1.1MPaH5381机械设计课程设计说明书-10-1.11.15602H许用弯曲应力XNFFFYYSminlim弯曲疲劳极限limF，查图6-7，双向传动乘以0.7弯曲强度寿命系数NY，查图6-8弯曲强度尺寸系数XY，查图6-9弯曲强度最小安全系数minFS则115.13301F115.13102F（2）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按31111)022.0~013.0(nPnv估取圆周速度smv8.21，参考表6-7、表6-8选取小齿轮分度圆直径1d312112uuKTZZZddHHE齿宽系数d查表6-9，按齿轮相对于轴承为非对称布置小齿轮齿数1z在推荐值20~40中选取大齿轮齿数2z7.110271.4112ziz圆整取齿数比u12zzuMPaH5601MPaH538MPaF3301limMPaF3102lim121NNYY121XXYY5.1minFSMPaF2201MPaF2072Ⅱ公差组8级8.0d271z1102z074.4u机械设计课程设计说明书-11-传动比误差05.00063.01.4074.41.4uuⅡ轴的转速修正为unn12小齿轮转矩1T由前面计算得载荷系数KKKKKKVAAK—使用系数查课本表6.3VK—动载系数由推荐值1.05~1.4K—齿间载荷分配系数由推荐值1.0~1.2K—齿向载荷分配系数由推荐值1.0~1.2载荷系数K1.11.12.11KKKKKVA材料弹性系数EZ查表6-4节点区域系数HZ查图6-30021xx，重合度系数Z由推荐值0.85~0.92故323121074.41074.48.013390045.1253887.05.28.18912uuKTZZZddHHE法面模数mmmzdm62.22787.7011按表6-6圆整分度圆直径1d27311mzd圆周速度v60000