1、一級減速器設計說明書機械設計課程設計設 計 任 務 書一、 課程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）二、 課程設計容1）傳動裝置的總體設計。2）傳動件與支承的設計計算。3）減速器裝配圖與零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。每個學生應完成：1） 部件裝配圖一（A1）。2） 零件工作圖兩（A3）3） 設計說明書一份（60008000字）。本組設計數據：第三組數據：運輸機工作軸轉矩T/(N.m) 1200 。 運輸機帶速V/(m/s) 1.70 。 卷筒直徑D/mm 270 。已給方案：外傳動機構為V帶傳動。 減速器為一級級圓柱齒輪減速器。第一部分 傳動裝置總體設計減速器的性能與結構介紹1、

2、 結構形式：本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。2、 電動機的選擇： （1）工作機的效率PwPW=FV/1000=1200x1.70/1000=2.04(kW) （2）總效率總 （查機械設計手冊-機械設計傳動概略可知）總=帶齒輪聯軸器滾筒軸承2 =0.960.980.990.960.992=0.876 (3) 所需電動機功率Pd Pd=Pw/總=2.04/0.876=2.329(kw) 查機械設計零件手冊得 Ped=3kw 選YL100L2-4 nm=1430r/min3、 傳動比的分配工作機的轉速n=601000/(D) =6010001.7/(3.14270) =120.25(r/min

3、)=nm/n=1430/120.25=11.892為使傳動均勻 可取i帶=3.2 則 i齒輪=11.892/3.2=3.716 4、動力運動參數計算 （1）轉速n no=nm=1430r/min n= no/i帶=1430/3.2=446.875r/min n= n/ i齒輪=446.875/3.716=120.257r/min n= n=120.257r/min (2)功率P P0= Pd=2.329(kW)P= P0帶=2.329x0.96=2.23584KwP= P齒輪軸承=2.23584x0.98x0.99=2.169kwP= P聯軸器軸承=2.169x0.99x0.99=2.126k

4、w (3)轉矩0=9549·P0/ no=9549x2.329/1430=15.552(N·m)=0帶i帶=15.552x0.96x3.2=47.776(N·m)=齒輪軸承i齒輪=47.776x0.98x0.99x3.716 =172.246(N·m)=聯軸器軸承i齒帶=172.246x0.99x0.99x1 =168.818(N·m) 將上述數據列表如下：軸承號功率P/KWn/(r/min)/(N·m)i02.329143015.5523.20.962.236446.87547.7762.169120.257172.2463.716

5、0.972.126120.257168.81810.98第二部分 V帶的設計計算1、 已知條件有：Pd=2.329kw no=1430r/min i帶=3.2 兩班制即每天工作16小時2、 確定計算功率Pca由課本表8-7查得工況系數KA=1.2，故 Pca=KAPd=1.2X2.239=2.795KW3、 選擇V帶的帶型根據Pcano由課本圖8-11 選用A型4、 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1） 初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm2） 驗算帶速v。因為5m/s<v<30m/s,故帶速合適3） 計算大帶輪的基準直徑。根據表8

6、-8，圓整為=280mm5、 確定V帶的中心距a和基準長度Ld1) 由式子0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0=500mm2) 計算基準長度 =1649mm 由表8-2選帶的基準長度Ld=1600mm3) 計算實際中心距a驗算小帶輪的包角16、 計算帶輪的根數z1) 計算單根V帶的額定功率Pr由dd1=90mm和no=1430r/min查表8-4a得P0=1.059根據no=1430r/min，i帶=3.2，A型帶查表8-4得查表8-5得查表8-2得于是2) 計算根數z 取3根7、 計算單根V帶的初始拉力最小值(F0)min由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1k

7、g/m,所以應是帶的實際初拉力F0>(F0)min8、 計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為第三部分 齒輪的設計計算與校核齒輪的計算設計與結構說明 對于硬度350HBS的齒輪設計要求，一般地，大齒輪硬度要略小于小齒輪硬度，多采用正火處理，而小齒輪一般采用調質處理。而且，一對圓柱齒輪，為了提高小齒輪的接觸強度和彎曲強度，通常小齒輪的齒寬要略大于大齒輪的齒寬。 已知，經過V帶傳送后的輸入功率P= 2.236Kw，小齒輪轉速n=446.875r/min n=120.257r/min，所以齒輪系的齒數比1、 選定齒輪類型、精度等級、材料 1）由已知減速器結構傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為

8、一般工作機，速度不高，故選用7級 （GB10095-88） 3)材料選擇，由教材表10-1選擇小齒輪材料為45號調質鋼，硬度250HBS，大齒輪選用45號鋼（正火）硬度為200HBS，兩硬度值之差為50HBS，符合標準。初設小齒輪齒數為24，則大齒輪齒數為892、 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式中的各計算數值 計算應力循環次數 1）由教材圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 限 =400MPa 大齒輪的彎曲強度極限=360MPa 2)由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得 4)計算載荷系數K由應力循環次數可

9、查得接觸疲勞壽命系數計算解除疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為S=1，則 其中，按接觸強度計算時，可定義載荷系數=1.3， 轉矩=4.776，齒寬系數=1 材料彈性系數=189.8綜上所述， 查表的 5)查齒形系數和應力校正系數 由表10-5查得 6）計算大小齒輪的并加以比較 顯然，大齒輪的數值大 （2）設計計算 又對于齒面接觸疲勞強度計算得： K（即接觸疲勞下的載荷系數）可等于1.52 得： 經對比可知，由齒面接觸強度計算的模數要大于由齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.

10、62并圓整為2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑為56.1mm，算小齒輪齒數，取 如此設計，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度 3、計算小齒輪齒根彎曲應力與校核為 強度符合 4、幾何尺寸的計算（1）分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬 此時，齒輪齒寬分別為 （4）齒頂圓直徑 （5）齒根圓直徑 （6）其他,齒厚S，齒根高，齒頂高 5、齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構 大齒輪相關尺寸計算： 軸孔直徑d=50mm 輪轂直徑 輪轂長度 輪緣厚度取8mm 輪緣徑 取185mm 腹板厚度 腹板中心孔直徑 腹板孔直徑 取25mm 齒輪倒角為0.5m=

11、1mm 6、齒輪簡圖：見 附錄圖三第四部分 軸的設計計算與校核1、 軸的選材與其許用應力 選用45號鋼，調質處理，2、 按扭矩估算最小直徑主動軸若考慮到鍵的影響，則從動軸考慮到鍵槽，則取標準直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需選取聯軸器的型號查教材表14-1，可確定,則：按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為250N.m,取軸孔直徑為32mm，半聯軸器長度L=60mm，與軸配合轂孔長度為58mm，取A型鍵連接。3、 軸的結構設計(1) 擬定軸上零件的裝配方案 見 附錄圖四、圖五 (

12、2) 根據軸向定位的的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，AB段左端需要設計一個軸肩，故BC段直徑為38mm，取轂孔端部圓角半徑為1.6mm；取右端軸伸長度為58mm,半聯軸器孔長度為60mm，符合條件；右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 2）初步選定滾動軸承。因選用直齒輪，近似只受到徑向力的作用，故可初步選用深溝球軸承.根據以與題目相關計算要求，查機械技術手冊從動輪選擇6209,2個，尺寸為，故從動軸右端直徑選擇45mm，右端軸肩直徑為55mm，長度設計為25mm；主動軸軸承選用6206,2個，尺寸為 3）在安裝齒輪處的軸段EF，其左端應略高于軸承鋼圈徑，取

13、安裝直徑55mm,長度確定為25mm；齒輪右端采用軸套定位，為使軸套端面可靠壓緊齒輪，可使DE段長度略短于齒寬，取54mm4、 危險截面的強度校核（1） 從動軸的強度校核 圓周力 徑向力 由于為直齒輪，軸向力為0 作從動輪簡圖 見附錄圖一 圖中： 扭矩T=173.99N.M 校核： 由教材表15-1，得 強度足夠（2） 主動軸的強度校核 做主動軸的受力簡圖 見附錄圖二 L=123mm 扭矩T=47.78Nm 校核 由教材表15-1，得 強度足夠第五部分 相關零件的設計計算與校核1、 滾動軸承的設計計算與校核由上面設計可知，軸向力受力很小，主要受到徑向力的作用，故選用深溝球軸承，查機械技術手冊，

14、從動輪選擇6209,2個，尺寸為，故從動軸右端直徑選擇45mm，右端軸肩直徑為55mm，長度設計為25mm；主動軸軸承選用6206,2個，尺寸為 壽命計劃： 兩軸承承受徑向載荷 1）主動軸軸承壽命：6206，基本額定動負荷 預期壽命為10年，兩班制，符合軸承壽命要求 2）從動軸軸承壽命:6209,基本額定動負荷 預期壽命為10年，兩班制，符合軸承壽命要求2、 聯軸器的選擇與校核參看“第四部分 軸的設計計算與校核”可知，符合要求。3、 鍵的選擇與校核（1）主動軸軸伸直徑為22mm，查機械設計手冊可選用A鍵 ，45鋼，許用擠壓應力 強度足夠，合格 （2）從動軸軸伸為32mm，查機械設計手冊可選用A

15、鍵，45鋼，許用擠壓應力 強度足夠，合格 （3）齒輪配合處，直徑50mm，查機械設計手冊選用A鍵，45鋼，許用擠壓應力 強度足夠，合格 4、傳送帶速度校核由題意可知，傳送帶理論要求速度為1.7m/s，經計算可知，V帶的速度為6.74m/s，總效率為0.91（注：因初速度選自帶速，故效率要從軸段算起），經計算可得傳送帶的實際速度為1.62m/s，故：合格第六部分 箱體與其附件的設計計算1、 箱體的結構尺寸 箱坐壁厚 箱蓋壁厚 箱坐筋板厚度 箱蓋筋板厚度 箱坐凸緣厚度 箱蓋凸緣厚度 箱底坐凸緣厚度 地腳螺栓 數量6根 大齒輪齒頂與壁距離 小齒輪端面與壁距離2、 軸承蓋尺寸端蓋外徑 螺孔中心距 深入

16、端徑 端蓋厚度 3、 視孔蓋尺寸 長度 孔長度中心 寬度 孔寬度中心 厚度 倒角 孔徑 孔數第七部分 附錄 圖一 從動軸受力簡圖圖二 主動軸受力簡圖 圖三 齒輪簡圖圖四 從動軸圖五 主動軸第八部分 課程設計心得機械設計是我們機械專業的必修科目，是我們了解專業領域，掌握專業技能的必修課，所以課程的學習是我們學習職業技能的重要手段。而要學好機械設計這門課程，一個重要的方法就是經過課程設計。認真對待課程設計會使我們進一步鞏固所學并靈活運用。經過本次的課程設計（一級減速器的設計），讓我了解到了更多的專業知識，通過對其的掌握運用，讓我知道了本專業領域設計的復雜和樂趣。一周多時間的設計計算，通過查閱相關資

17、料，書籍以與討論思考，對課程要求逐步思考解決，讓我了解到相關學習容的解決方法。諸如齒輪，軸承、軸以與鍵，聯軸器等的設計計算和校核，力學的分析計算，材料的強度計算校核等等。這些都使我加深了對機械設計領域的了解。同時，我所收獲的還有對待問題的態度，這讓我再一次體會到了堅持帶給我的樂趣。運用如此長的時間終于合格完成了設計計算，的確有著不一樣的成就感，經過努力，經過付出，當得到收獲時，心情的喜悅是難以解說的。每一件事情都有它的兩面性。在這次的課程設計中讓我了解一件產品制作的不易。各個零件的尺寸規格，安裝位置，材料選擇，強度校核都是要有一定的標準，容不得半點馬虎。在設計過程中我進一步了解了聯軸器，軸承，

18、軸，齒輪的相關參數與計算過程。但，減速器的設計仍然存在著缺陷，相關安裝尺寸的配合等還是不夠完美，在受力分析的過程中力的分析不夠全面具體以與學習過程中相關主要零件的設計計算不夠熟練等等。但這些都將成為我今后學習的注意點。第九部分 參考文獻本次設計主要參考：機械設計課程設計手冊·················吳宗澤 羅圣國 主編機械設計課程設計············