機械設計課程設計單級直齒圓柱齒輪減速器（完整圖紙）

CAD圖紙，聯(lián)系153893706設 計 說 明 書 一、前 言 ()課程設計的目的(參照第1頁) 機械零件課程設計是學生學習機械技術（上、下）課程后進行的一項綜合訓練，其主要目的是通過課程設計使學生鞏固、加深在機械技術課程中所學到的知識，提高學生綜合運用這些知識去分析和解決問題的能力。同時學習機械設計的一般方法，了解和掌握常用機械零部件、機械傳動裝置或簡單機械的設計方法與步驟，為今后學習專業(yè)技術知識打下必要的基礎。 (二)傳動方案的分析(參照第10頁) 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之。本設計采用的是單級直齒輪傳動(說明直齒輪傳動的優(yōu)缺點)。 說明減速器的結構特點、材料選擇和應用場合(如本設計中減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成)。設計說明書 二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計 已知輸送帶的有效拉力Fw2350，輸送帶的速度Vw=1.5,滾筒直徑D=300。連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)、單向運轉。 1)選擇合適的電動機；2)計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比；3)計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 解：1、選擇電動機 (1)選擇電動機類型：按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 (2)選擇電動機容量 工作機所需功率： ,其中帶式輸送機效率w=0.94。電動機輸出功率： 其中為電動機至滾筒、主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動效率b、一對齒輪傳動效率g、兩對滾動軸承效率r2、及聯(lián)軸器效率c，值計算如下：=b g r 2c=0.90 由表101(134頁)查得各效率值，代入公式計算出效率及電機輸出功率。使電動機的額定功率Pm(11.3)Po，由表10110(223頁)查得電動機的額定功率Pm=5.5。(3)選擇電動機的轉速計算滾筒的轉速：95.49 根據(jù)表31確定傳動比的范圍：取V帶傳動比ib24，單級齒輪傳動比ig35，則總傳動比的范圍：i(2X3)(4X5)620。電動機的轉速范圍為n=inw(620)nw=592.941909.8在這個范圍內電動機的同步轉速有1000rmin和1500rmin，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1000，根據(jù)同步轉速確定電動機的型號為Y132M2-6，滿載轉速960。（223頁）型號額定功率滿載轉速同步轉速1000 2、計算總傳動比并分配各級傳動比 (1)計算總傳動比：i=nmnW=814 (2)分配各級傳動比：為使帶傳動尺寸不至過大，滿足ib<ig，可取ib23，則齒輪傳動比igiib(在4左右，取小數(shù)點后兩位，不隨意取整)。3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (1)各軸的轉速：n1=nm/ib n11=n1/ig nw=n11(2)各軸的功率：P1=Pmb P11=P1rg Pw=P11rc(3)各軸的轉矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw最后將計算結果填入下表：參數(shù)軸名電機軸I軸II軸滾筒軸轉速n(r/min)nm=960n1=384n11=96nw=96功率P(kW)Pm=5.5P1=5.28P11=5.08Pw=4.99轉矩T(Nm)T0=54.71T1=131.31T11=505.67Tw=496.5傳動比iib=2.5ig=4.021效率b=0.96nbr=0.96rc=0.98三、帶傳動的設計計算已知帶傳動選用Y系列異步電動機，其額定功率Pm=5.5，主動輪轉速nw=960,從動輪的轉速n1=384,ib=2.5。單班制工作。有輕度沖擊。計算項目計算內容計算結果 確定設計功率 選V帶型號 確定帶輪直徑 驗算帶速 確定帶的基準長度和 驗算小帶輪包角 計算帶的根數(shù) 計算初拉力 計算對軸的壓力帶輪結構設計繪工作圖 查表343，取KA：12，故 Pd=KAP=12 11=6.05kW根據(jù)Pd和nl查圖349，選B型普通V帶由表344，取小帶輪基準直徑ddl=125mm傳動比 2.5大帶輪基準直徑dd2=idd1 2.94125=312.5mm圓整da2=315mm驗算 = 由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0700mm帶的基準長度為傳動中心距 Ld02700+(125+375)+(375-125)2=2208mm查表342，取Ld=2800mm由式(349)，實際中心距 a=a0+ =647mma1180-57.3155由式(3411)，z=由ddl=125mm，n1=960rmin，查表345，P1=0.8kW 查表346，B型帶，Kb=26710-3，查表347，由I=25，得Ki=114P1=2.6710-3960=0.32kWKa=1.25(1-5-a1/180)=1.25(1-5-160/180)=0.937查表342，由Ld=2800mm，得KL=1.03則Z=6.7取c7根 查表341，B型帶，q=017kgm;由式(3413)得F0=5000.176.352=249.1N由式(34-14)得=2zFosin251sin3434。4NPd=6.05kwB型dd1=125mmdd2=375mmV=628ms合適2800mma=700mma1=155合適Z=3四、齒輪的設計計算已知傳遞的名義功率P15.28，小齒輪轉速n436.36，傳動比ig4.05連續(xù)單向運轉，傳動尺寸無嚴格限制；電動機驅動。計算項目計算內容計算結果1. 選精度等級、材料及齒數(shù)2. 按齒面接觸強度設計3傳動尺寸計算1） 精度等級選用8級精度；2） 試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z296的；因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1021）試算，即 dt按式查表35-12得Ka=1初估速度=4由圖35-30b查得Kv=1.1取=0由式=1.88-3.2（+ ）cos =1.713取=1由圖35-31得,K=1.46由圖35-32得,K=1.05所以K=1.364d61.4v= =3.08因與初估圓周速度相差較大，故應修正載荷系數(shù)及小齒輪直徑由圖35-30b得Kv=1.03,K=1.276，d1=59.5,=147.6，取150mm=2.48,取m=2.5d1= =60d2=ud1=240b= =取b1=70,b2=603） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。Z1=24Z2=96五、軸的設計計算(一)主動軸的設計計算已知傳遞的功率為P1=5.28，主動軸的轉速為n1=384，小齒輪分度圓直徑d1=60，嚙合角d=20，輪轂寬度B小齒輪700mm，工作時為單向轉動。解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應力(按教材表391、398)軸名材料熱處理硬度抗拉強度許用彎曲應力主動軸45號鋼調制217255650MPa60MPa2、畫出軸的結構示意圖：3、計箅軸各段直徑 計算項目 計 算 內 容計算結果1、計算d12、計算d23、計算d：4、計算山5、計算d5由教材表39-7得：A=118106，取A=118(取較大值)d1"27.14,軸上有一個鍵槽，故軸徑增大d1=d1”（1+5%）28.50 按138頁圓整dl=30 d2=d1+2a=d1+2(007-01)d1=34.2-36，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=35。(191頁) d3=d2（15）mm36-40，d3必須與軸承的內徑一致，圓整d340。所選軸承型號為6208，B18，D80，G22.8，C0r=15.8 d4=d3+(1-5)mm=41-45，為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑；一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=45 d5=d3=40，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型。d1=30d2=35d3=40d4=45d5=404、計笪軸各段長度 計算項目 計 算 內 容 計算結果1、計算Ll2、計算L23、計算L34、計算L45、計算L5B帶輪=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8L1=(1.52)d1，按138頁取Ll=58L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3為螺釘直徑，查表51(23頁)m=L-3-B軸承小=6+C1+C2+(38)-3小一B軸承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75頁，按凸緣式端蓋查l1),若m<e取m=e即可。L3=B軸承小+2小+3小，2小查表68(75頁)<1015，故小齒輪做成齒輪軸，L4B小齒輪L5=L3L1=58L2=50L3=40L4=70L5=405、校核軸的強度 計算項目 計 算 內 容 計算結果1 求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差(二)從動軸的設計計算 已知傳遞的功率為P11=5.08，從動軸的轉速為n11=96，大齒輪分度圓直徑d2=240嚙合角=20輪轂寬度B大齒輪600mm，工作時為單向轉動。 解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應力(按教材表391、398) 軸名 材料熱處理 硬度抗拉強度ob許用彎曲應力o川b從動軸45號鋼正火170-217600MPa55MPa畫出軸的結構示意圖計算軸各段直徑 計算項目 計 算 內 容計算結果1、計算d，2、計算d23、計算d34、計算d45、計算d56、計算d6由教材表39-7得：A=118106，取A=115 (取較大值) d1",軸上有一個鍵槽，故軸徑增大5d1=d1”（1+5%）45，為使所選軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器。查184頁，相配合的聯(lián)軸器選 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，軸徑相應圓整為dl，半聯(lián)軸器長l=112。 d2=d1+2a1=d1十2(0.07-0.1)dl=36.48-38.4，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=55。(191頁) d3=d2+(15)mm=41-45，d3必須與軸承的內徑一致，圓整d3=。所選軸承型號為6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 d4=d3+(15)mm=，為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑：一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=62 d5=d4+2a4=d4+2(0.07-0.1)d4，d5=75(取整) d6=d3=60，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類犁。d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60 計算項目 計 算 內 容 計算結果 1、計算Ll 2、計算L2 3、計算13 4、計算L4 5、計算L5 6，計算L6 半聯(lián)軸器的長度l=112，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故第1段的長度應比l略短一些，按138頁取L1=82 l2=l1+e+m=50 e=12d3，其中d3為螺釘直徑，查表51(23頁) m=L-3-B軸承小=6+C1+C2+(38)-3小一B軸承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75頁，按凸緣式端蓋查l1),若m<e取m=e即可。L3=B軸承大+2大+3大，2大2小=54（公式中為齒輪寬度） L4=B大齒輪一260 L5=b=1.4a4=12取整) L6=Bz軸承大2大+3大L5=31L1=82L2=50L3=54L4=58L5=22L6=455、校核軸的強度 計算項目 計 算 內 容 計算結果2 求軸上的載荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 彎扭校合6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差(例圖) 略計算注意事項：1、主動軸與從動軸的e應相等，2、主、從動軸m+3+B螈應相等(一)主動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與帶輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T1131，軸徑為d1=30，軸長L1=58帶輪材料為鑄鐵，軸和鍵的材料為45號鋼，有輕微沖擊六、鍵的選擇與驗算 計算項目 計 算 內 容 計算結果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=8，鍵高h=7，因軸長L1=58，故取鍵長L=50將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應力為 53.82Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應力5060MPa，ap<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應的極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深h=4.9 mm。H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=5053.58ap<Op強度足夠4)繪制鍵槽工作圖 (二)從動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T11=505軸徑為d1=45，寬度L1=82。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內 容 計算結果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=45，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，因軸長L1=82，故取鍵長L=70將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應力為 52.41Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應力5060MPa，ap<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應的極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深h=4.9 mm。H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=7052.41ap<Op強度足夠 (三)從動軸齒輪處鍵的校核 已知軸與齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T11=505，軸徑為d1=52，寬度L4=58。齒輪、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內 容 計算結果1)鍵的類型 及其尺寸 選擇2)驗算擠壓 強度3)確定鍵槽尺寸及相應的公差帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型平鍵聯(lián)接。根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬b=14，鍵高h=9，因軸長L1=60，故取鍵長L=45將I=Lb，k=0.4h代入公式得擠壓應力為 59.17Mpa由教材表333查得，輕微沖擊時的許用擠壓應力5060MPa，ap<，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得，軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=75mm，r6對應的極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深h=4.9 mm。H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=4559.17ap<Op強度足夠注意：從動軸的許用擠壓應力op：100120Mpa。鍵的工作圖都需要畫出。七、軸承的選擇與驗算(一)主動軸承的選擇與驗算已知軸頸直徑d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，運轉過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內容 計算結果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當量動負荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) P=RvA、R中較大者 因球軸承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(1h可查表或按大修期確定)P=1.2Lh>Lh，合適 (二)從動軸承的選擇與驗算 已知軸頸直徑d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，運轉過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內容 計算結果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當量動負荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) P二RvA、R中較大者 因球軸承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(1h可查表或按大修期確定)P=1.2Lh>Lh，合適注意：如壽命過大，則重選軸承型號，取輕或特輕系列八、聯(lián)軸器的選擇與驗算 已知聯(lián)軸器用在減速器的輸出端，從動軸轉速nh=96，傳遞的功率為P11=5.08傳遞的轉矩為T"=505 ，軸徑為d1=45 計算項目 計算內容 計算結果1、類犁選擇 2、計算轉矩 3、型號選擇為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，代號為HL。由教材表43-l，選擇工作情況系數(shù)K=1.25Tc=KT=631.96按計算轉矩、軸徑、轉速，從標準中選取HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，采用短圓柱形軸孔。公稱轉矩：Tn=630>Tc許用轉速：n1=1000>n11主動端：了型軸孔、A型鍵槽、軸徑d1=，半聯(lián)軸器長度L：HL彈性柱銷聯(lián)軸器Tc=631.96聯(lián)軸器的選擇結果 型 號 軸孔直徑 軸孔長度 公稱轉矩 許用轉速HL44511212504000九、箱體、箱蓋主要尺寸計算箱體采用水平剖分式結構，采用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下：名稱符號尺寸箱體厚度具體內容參照23頁表5-18mm十、齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇(一)減速器的潤滑1、齒輪的潤滑：根據(jù)齒輪的圓周速度6.28 選擇10mm 潤滑，浸油深度 ，(36頁)潤滑油粘度為59 。(41頁)2、軸承的潤滑：滾動軸承根據(jù)軸徑 選擇 脂 潤滑，潤滑脂的裝填量 ，潤滑脂的類型為鈣基2號 鈉基2號 。(39-40頁)(-2：)減速器的密封(4246頁)1、軸伸出處密封：軸伸出處密封的作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕防止?jié)櫥停ㄖ┞┏龊拖渫怆s質，水基灰塵等侵入軸承室避免軸承急劇磨損和腐蝕，采用墊圈密封方式2、軸承室內側密封：采用擋油環(huán)密封方式，其作用是防止過多的油，雜質以及嚙合處的熱油沖入軸承室3、箱蓋與箱座接合面的密封：采用密封條密封方法畫出封油環(huán)與氈圈示意圖(46頁與191頁)十一、減速器附件的設計說明：按課程設計4753頁進行設計，對每一種附件，說明其作用，并畫出結構示意圖。(一)窺視孔蓋和窺視孔的設計作用：檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側間隙及向箱內注入潤滑油 結構示意圖窺視孔開在機蓋的頂部，應能看到傳動零件嚙合，并有足夠的大小，以便于檢修。(二)排油孔與油塞作用：排放污油，設在箱座底部結構示意圖放油孔的位置應在油池最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其結構如圖 十二、參考文獻1 王啟平.機床夾具設計M.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，1996.1134,207249.2.艾興.肖詩綱.切削用量簡明手冊M，機械工業(yè)出版社，2000年3月。3 機械制造工藝設計手冊簡明手冊M。哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社。4 東北重型機械學院.洛陽工學院等 機床夾具設計手冊M.上?？茖W技術出版社，5 吳宗澤.羅國華.機械設計課程設計手冊M，1992.31999.6.6 閆志中,劉先梅.計算機輔助夾具設計方法及發(fā)展趨勢J.內蒙古林學院學報, 7 朱耀祥,融亦嗚.夾具設計自動化的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢J.機械科8 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