減速器課程設計說明書

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文檔簡介

1、　　目錄 　　第一部分設計任務書 2 　　第二部分電動方案的分析與擬定 4<p&

2、gt;　　第三部分電動機的選擇計算 5　　第四部分齒輪參數計算 7 　　第五部分各軸的轉矩、轉速計算 14　　第六部分聯軸器的選擇

3、 15　　第七部分減速器內各軸的設計 16　　第八部分減速器內各軸的校核 17　　第九部分軸承的校核

4、 24　　第十部分鍵的校核 27　　第十一部分箱體的設計 28　　第十二部分設計心得 29</

5、p>　　第十三部分參考資料 30　　第一部分設計任務書　　1.1 機械設計課程的目的　　機械設計課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教

6、學環(huán)節(jié)。其基本目的是：　　1 通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。　　2 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。　　3 進行機械設計基本技能

7、的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。　　1.2 機械設計課程的內容　　選擇作為機械設計課程的題目，通常是一般機械的傳動裝置或簡單機械。　　課程設計的內容通常包括：確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零

8、件、軸的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和聯接件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。　　在設計中完成了以下工作：　?、?減速器裝配圖1張（A1圖紙）；　　② 零件工作圖2張(低速級齒輪、高速級軸，A3圖紙）；　　③

9、設計計算說明書1份。　　1.3 機械設計課程設計的步驟　　機械設計課程設計的步驟通常是根據設計任務書，擬定若干方案并進行分析比較，然后確定一個正確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計計算說明書表示設計依據。　　機械設計課程設計一般可按照以下所述的幾個階段進行：</p&g

10、t;　　1．設計準備　　① 分析設計計劃任務書，明確工作條件、設計要求、內容和步驟?！、?了解設計對象，閱讀有關資料、圖紙、觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。　?、?熟悉課程有關內容，熟悉機械零件的設計方法和步驟。　?、?準備好設計需要的圖書、資料和

11、用具，并擬定設計計劃等。　　2．傳動裝置總體設計　?、?確定傳動方案——圓錐齒輪傳動，畫出傳動裝置簡圖。　?、?計算電動機的功率、轉速、選擇電動機的型號。　　③ 確定總傳動比和分配各級傳動比。　　④ 計算各軸的功率、轉速和轉矩。&

12、lt;/p>　　3．各級傳動零件設計　?、?減速器外的傳動零件設計（帶傳動、鏈傳動、開式齒輪傳動等）。　　② 減速器內的傳動零件設計（齒輪傳動、蝸桿傳動等）。　　4．減速器裝配草圖設計　?、?選擇比例尺，合理布置試圖，確定減速器各零件的相對位置

13、。　?、?選擇聯軸器，初步計算軸徑，初選軸承型號，進行軸的結構設計。　?、?確定軸上力作用點及支點距離，進行軸、軸承及鍵的校核計算。　?、?分別進行軸系部件、傳動零件、減速器箱體及其附件的結構設計。　　5．減速器裝配圖設計　?、?

14、標注尺寸、配合及零件序號。　　② 編寫明細表、標題欄、減速器技術特性及技術要求。　?、?完成裝配圖。　　6．零件工作圖設計　　① 軸類零件工作圖。　?、?

15、齒輪類零件工作圖。　?、?箱體類零件工作圖。　　第二部分電動方案的分析與擬定　　由于該減速器的工作環(huán)境為井下，工作環(huán)境較為惡劣，并伴有中等的載荷沖擊，應選用較為耐用，可靠性佳的方案，并且采用隔爆減速器以保證安全，綜上采用直齒圓柱齒輪傳動　　第三部分電動機的選擇計算&l

16、t;/p>　　已知數據：　　F( kN)=5 v(m/s)=1.6 D(mm)=630　　工作機所需功率　　傳動裝置的總效率&

17、lt;b>　　所需電動機功率　　滾筒的工作轉速　　所選電動機型號（隔爆電動機）　　總傳動比　　高、低速傳動比

18、　　i1=6.25 i2=4.81　　1、計算各軸的運動和參數表格一　　各軸的輸入功率： 　　轉速 　　= <b

19、>　　= 　　= 　　各軸的輸入轉矩： 　　同理 　　電動機的輸出轉矩：　　第四部分齒

20、輪參數計算　　高速級　　根據軟齒面閉式齒輪傳動設計準則，應先按齒面接觸強度設計公式進行設計計算，然后再按齒面彎曲強度驗算公式進行驗算。　　小齒輪材料用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度為HB1=260　　大齒輪材料用45號鋼，調質處理，齒

21、面硬度為HB2=220　?。?）許用接觸應力　　極限應力

22、

23、 　　σHlim1=700Mpa　　σHlim2=590 Mpa　　安全系數取SH=1　　許用接觸應力〔σ〕H=σHlim/ SH 　　〔σ〕H1=700Mpa<

24、/p>　　〔σ〕H2=590 Mpa　　取〔σ〕H1、〔σ〕H2中較小者進行計算〔σ〕H=590 Mpa　　（2）計算小齒輪分度圓直徑 　　小齒輪轉矩 T小=9.55×106P1/n1　　=9.55×

25、103×8.94/1460N.mm 　　T小=58.48 N.m　　齒寬系數單級減速器齒輪相對軸承對稱布置 ψd=0.8　　載荷系數載荷平穩(wěn)，直齒軟齒面齒輪,取 K=1.5　　節(jié)點區(qū)域系數 ZH=2.5

26、　　彈性系數 ZE=189.8√Mpa　　小齒輪計算直徑d1≥3√(ZEZH)2(u+1)(2KT1)/0.8u(590)2 =54.89mm　?。?）確定幾何尺寸　　齒數取 z1=33</p&g

27、t;　　確定模數 m= d1 / z1=54.89/33=1.66，取m=2　　齒數取 z1=33，則z2= i1z1=6.25×33= 206.25 取 z2=207　　分度圓直徑 d=mz，d1=mz1=33*2=66　　則 d2 =mz2=

28、2*207=414　　齒寬 b=ψdd1=0.8×66mm =52.8 　　取大齒輪b2=b=55mm，小齒輪b1=b+5～10mm,取 b1=60mm　　中心距 a=( d1 + d2 )/2=（66+414）/2=240&

29、lt;p>　?。?）校核齒根彎曲疲勞強度　?。?）彎曲疲勞極限　　極限應力 σFE1=590Mpa σFE2=450 Mpa

30、

31、 　　安全系數取安全系數SF=1.25

32、　　許用彎曲應力為 ===472　　===360　?。?）驗算齒根應力 　　復合齒形系數 　　齒根修正系數 <

33、;/p>　　齒根應力 　　所以齒數選擇正確　　i1實際= z2 / z1=207/33=6.27　　所以實際i2=30.08/6.27=4.79　　軸的實際轉速為 =

34、　　= 　　軸的實際轉矩為　　則可列出表格二　　表格二　　齒輪參數<

35、;p>　　2. 低速級　　小齒輪材料用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度為HB1=260　　大齒輪材料用45號鋼，調質處理，齒面硬度為HB2=220　?。?）許用接觸應力　　極限應力 σHl

36、im3=700 Mpa　　σHlim4=590 Mpa　　安全系數取SH=1　　許用接觸應力〔σ〕H=σHlim/ SH 　　〔σ〕H3=700 Mpa　　〔σ〕H4=59

37、0Mpa　　取〔σ〕H3、〔σ〕H4中較小者進行計算〔σ〕H3=590 Mpa　?。?）計算小齒輪分度圓直徑 　　小齒輪轉矩 T2=9.55×106PII/nII　　T2=353.37 N.m

38、齒寬系數單級減速器齒輪相對軸承對稱布置 ψd=1　　載荷系數載荷平穩(wěn)，直齒軟齒面齒輪,取 K=1.5　　節(jié)點區(qū)域系數 ZH=2.5　　彈性系數 ZE=189.8√Mpa　　小齒輪計算直徑d3≥3√(ZEZH

39、)2(i2+1)(2KT2)/〔(590)2i2 =101.41mm　?。?）確定幾何尺寸　　齒數取 z3=32　　確定模數 m= d3 / z3=101.41/32=2.94，取m=3　　齒數取

40、z3=32，則z2= i12z3=4.79×32= 153.26 取 z4=154　　分度圓直徑 d=mz，d3=mz3=32*3=96　　則 d4 =mz4=3*154=462　　齒寬 b=ψdd3=1×96mm </p&g

41、t;　　取大齒輪b2=b=96mm，小齒輪b1=b+5～10mm,取 b1=102mm　　中心距 a=( d3 + d4)/2=（96+462）/2=279　?。?）校核齒根彎曲疲勞強度　?。?）許用齒根應力<

42、;p>　　（1）彎曲疲勞極限　　極限應力 σFE1=590Mpa σFE2=450 Mpa

43、

44、 　　安全系數取安全系數SF=1.25 　　許用彎曲應力為 ===472</

45、p>　　===360　?。?）驗算齒根應力 　　復合齒形系數 　　齒根修正系數 　　齒根應力 </p&g

46、t;　　齒輪參數　　校核　　分度圓直徑　　d2 =mz2=2*207=414　　d4 =mz4=3*154=462

47、　　d4-d2=48<50mm　　滾筒的轉速　　滾筒的理論轉速：　　滾筒的實際轉速：n= 1460 / i1實際* i2。=1460/4.79*6.27=47.76r/min<p&g

48、t;　　%=1.58%<4%　　校核結果：齒輪滿足 　　第五部分各軸的轉矩、轉速計算　　0軸（電動機軸）　　P0=Pd=9.03kw　　n0=nd=1460r/min

49、;　　T0=　　1軸（高速軸）　　n1=1460r/min　　T1=　　2軸（中間軸）</p

50、>　　n2=233.63r/min　　T2=　　3軸（低速軸）　　n3=48.56r/min　　T3=&l

51、t;p>　　各軸運動及動力參數表如下：l　　輸出軸功率或輸出軸轉矩為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘以軸承效率(0.98)或聯軸器效率（0.99）即P’= 0.98（0.99）P　　第六部分聯軸器的選擇　　1高速軸連軸器： 　　T = T0

52、 = 58.196N·m　　取KA = 1.5 則　　TCA = KA·T = 1.5×58.196 N·m = 87.24 N·m　　又由電動機輸出軸直徑＝42mm　　查GB/T4323-1984，選用TL7型彈性套柱銷

53、軸聯軸器。　　公稱轉矩：500N·m　　許用最大轉速：3600r/min　　主動端：Y型軸孔，A型鍵槽，d=42mm,L=112mm　　從動端：Y型軸孔，A型鍵槽，d＝40mm,L=112mm　　2低速

54、軸聯軸器：　　T=1594.551N·m　　取KA = 1.5 則　　TCA = KA·T = 1.5×1594.551=2391.83 N·m　　查GB/T4323-1984，選用TL6型彈性套柱銷軸聯軸器。&

55、lt;/p>　　許用轉矩：2000 N·m　　轉速：1900r/min　　主動端：J軸孔，A型鍵槽，d=65mm,L=100mm　　從動端：J軸孔，A型鍵槽，d＝70mm,L=107mm　　第七部分減速器內軸的設計

56、;　　1高速軸：　　最小直徑(初定)：　　選用材料45號鋼，調質處理，取A＝118　　d=A=21.55.0mm　　因最小軸徑處有鍵槽，所以<p

57、>　　d=1.03 d=22.07mm　　又因與聯軸器TL6配合使用，因此　　d=25mm　　2中間軸：　　最小直徑（初定）：&

58、lt;p>　　選用材料45號鋼，調質處理，取A＝118　　d=A＝39.56mm　　d=1.03 d=42.02mm 　　由于中間軸裝配有兩個齒輪受力較大，所以取　　d＝45mm<

59、b>　　3低速軸：　　最小直徑（初定）：　　選用材料45號鋼，調質處理，取A＝118　　d=A＝65.37mm　　因最小處有鍵槽，所以　　d=1.03 d=67.07

60、2mm　　又因與聯軸器TLL6配合使用，因此選用　　d=70mm　　第八部分減速箱內部各軸的校核　　1高速軸　　已知高速軸的轉矩<

61、;/b>　　T1=　　求V面內的支反力RAV、RBV ,繪Mv圖　　由：　　由：　　其中MV

62、C為　　求H面內的支反力RAH、RBH ,繪MH圖 　　由：　　由：　　其中MHC為　　判定危

63、險截面，求危險截面的當量彎矩Me　　因軸單向旋轉，扭轉剪應力按脈動循環(huán)考慮，軸為45號鋼，調質處理，查表得，，　　折算系數 　　驗算危險截面強度 　　比較計算結果與結構設計C截面設計，故高速軸滿足強度要求。<b

64、>　　2中間軸　　已知中間軸的轉矩　　C1截面上　　T2=　　C2截面上

65、　　T2=　　求V面內的支反力RAH、RBH ,繪MH圖　　由：　　由：　　其中MVC為</p

66、>　　C1截面上　　C2截面上　　求H面內的支反力RAH、RBH ,繪MH圖 　　由：　　由：</b&g

67、t;　　其中MHC為　　C1截面上　　C2截面上　　判定危險截面，求危險截面的當量彎矩Me　　C1

68、遠遠大于C2　　所以判定C1為危險截面　　因軸單向旋轉，扭轉剪應力按脈動循環(huán)考慮，軸為45號鋼，調質處理，查表得，，　　折算系數 　　驗算危險截面強度 　　因C1截面有一個鍵槽，最小直徑為</

69、p>　　d=３6.4× １０４％＝３7．９ｍｍ　　比較計算結果與結構設計C截面設計，故中間軸滿足強度要求。　　2低速軸　　已知低速軸的轉矩

70、;　　T2=　　求V面內的支反力RAV、RBV ,繪MV圖　　由：　　由：　　其中MVC為　　求

71、H面內的支反力RAH、RBH ,繪MH圖 　　由：　　由：　　其中MHC為　　判定危險截面，求危險截面的當量彎矩Me

72、;　　因軸單向旋轉，扭轉剪應力按脈動循環(huán)考慮，軸為45號鋼，調質處理，查表得，，　　折算系數 　　驗算危險截面強度　　因截面上有一個鍵槽，所以最小直徑　?。洌?3.4×１０４％＝65.9ｍｍ

73、;　　比較計算結果與結構設計C截面設計，故低速軸滿足強度要求。　　第九部分軸承的校核　　工作要求該減速箱工作壽命為10年，每天工作兩班制共計16個小時，一年工作300天，所以軸承受命為：=h　　1高速軸軸承校核：<p&g

74、t;　　選用軸承307，由GB276-89表查=25800, =17800　　沖擊符合系數，壽命指數（球軸承）　　1計算當量動負荷：　　兩端軸承分別受徑向力：　　=356N

75、　　=798N　　軸承B受力大，所以只需對軸承B校核 　　軸向力A=0 , =0　　查表得，X=1, Y=0, 則當量動負荷為：　　=769.8N<

76、/p>　　2 計算軸承壽命：　　根據 ,查表得，則可及算出為：　?。?08227h>　　3 驗算靜負荷：　　=0，查表得, 其當量靜負荷為：<

77、;/p>　　=643N　　由表查得，安全系數，則　　<　　綜上，選用307型號的軸承使用壽命合格。　　2中間軸軸承校核：&l

78、t;/p>　　選用軸承309，由GB276-89表查=40800, =29800　　沖擊符合系數，壽命指數（球軸承）　　1計算當量動負荷：　　兩端軸承分別受徑向力：　　=4258N&

79、lt;/b>　　=3120N　　軸承A受力大，所以只需對軸承A校核 　　軸向力A=0 , =0　　查表得，X=1, Y=0, 則當量動負荷為：

80、=5210.2N　　2 計算軸承壽命：　　根據 ,查表得，則可及算出為：　?。?85448h>　　3 驗算靜負荷：　　=0，

81、查表得, 其當量靜負荷為：　　=4530N　　由表查得，安全系數，則　　<　　綜上，選用309型號的軸承使用壽命合格。

82、　3低速軸軸承校核：　　選用軸承413，由GB276-89表查=90800, =78000　　沖擊符合系數，壽命指數（球軸承）　　1計算當量動負荷：　　兩端軸承分別受徑向力：<p

83、>　　=1960N　　=3950N　　軸承B受力大，所以只需對軸承B校核 　　軸向力A=0 , =0　　查表得，X=1, Y=0, 則當量動負荷為：

84、　　=3872N　　2 計算軸承壽命：　　根據 ,查表得，則可算出為：　?。?074711h>　　3 驗算靜負荷：　　=

85、0，查表得, 其當量靜負荷為：　　=3892N　　由表查得，安全系數，則　　<　　綜上，選用413型號的軸承使用壽命合格。

86、;　　第十部分鍵的校核　　1高速軸鍵的校核：　　1鍵的選擇（初定）： 　　聯軸器選用A型鍵，＝108， L＝75　　2 鍵的強度計算：<p&g

87、t;　　查表得，許用擠壓應力＝120 N/mm　　N/mm< 　　綜上，該型號鍵符合要求。　　2中間軸鍵的校核:　　1鍵的選擇（初定）： 　　大齒輪

88、用A型鍵，＝1610， L＝52　　小齒輪用A型鍵，＝1610， L＝93　　2鍵的強度計算：　　查表得，許用擠壓應力＝120 N/mm　　N/mm<<p&

89、gt;　　N/mm<　　綜上，該型號鍵符合要求。　　3低速軸鍵的校核：　　1鍵的選擇（初定）： 　　大齒輪用A型鍵，＝2214， L＝88　　聯軸

90、器用A型鍵，＝1811， L＝135　　2鍵的強度計算：　　查表得，許用擠壓應力＝120 N/mm　　N/mm<　　N/mm<

91、;　　綜上，該型號鍵符合要求。　　第十一部分箱體設計　　根據手冊表4-1，查取箱體各部分尺寸如下： 　　第十二部分設計心得　　通過本次課程設計，使我對所學知識有了更深層的的認識和理解，在設計過程中分別涉及到機械制圖，幾何公差，機械設計，理論

92、力學等各學科的知識，從這一點上可以看出，我們前期所學的知識都是在為以后的工作打基礎，有了我們所學的這些知識對我們日后工作中的綜合應用能力的提高會有有很大的幫助。尤其在動手能力方面對我們是一種最好不過的鍛煉。在課程設計期間，我遇到了各種困難、障礙，但我都將它們一一克服，在不斷的失敗中去尋覓我的成功之路，不斷跌倒，又不斷爬起來，用自己對設計作品精益求精的態(tài)度來將其不斷進行完善，一步一步終于到達了成功的頂峰。<p

93、>　　通過此次課程設計，我不在認為我們所學的知識是沒用的，我會更加認真的對待接下來的大學學習，珍惜剩下來兩年的時光。在今后的學習與生活當中我也可以像在本次課程設計中這樣不斷努力，與人合作，虛心請教，為自己在將來取得更大的成就打下堅實的基礎。誠摯的感謝老師為我們所做的一切努力和付出，老師的汗水不會白流，我們將以優(yōu)異的成績和為社會作出更多的貢獻作為對老師的回報。在日后的學習中我將更加努力的把專業(yè)知識學好，把這次課程設計的心得體會充分的

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