机械设计课设说明书

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IMB standardization office【IMB 5AB- IMBK 08- IMB 2C】 机械设计课程设计说明书

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第1章设计任务书

设计背景

一级直齿圆柱减速器；

拉力F=2300N，速度v=s，直径D=300mm；

每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天；

配备有三相交流电源，电压380/220V。

设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.原动机的选择

3.传动装置的确定

4.计算运动和动力参数

5.普通V带设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.轴的设计及校核计算

9.键联接设计计算

10.联轴器及其他标准件的选择

11.减速器的润滑及密封

12.减速器箱体及附件设计

第2章传动装置总体设计方案

传动方案

传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。

该方案的优缺点

由于V带有缓冲吸振能力，采用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，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。

第3章选择原动机

原动机类型的选择

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

确定传动装置的效率

查表得：

联轴器的效率：η1=

滚动轴承的效率：η2=

V带的效率：ηv=

闭式圆柱齿轮的效率：η3=

工作机的效率：ηw=

𝜂𝑎=𝜂1×𝜂23×𝜂3×𝜂𝑣×𝜂𝑤=0.877

选择原动机容量

工作机所需功率为

𝑃𝑤=𝐹×𝑉1000=2300×1.21000=2.76𝑘𝑊

电动机所需额定功率:

𝑃𝑑=𝑃𝑤𝜂𝑎=2.760.877=3.15𝑘𝑊

工作转速：

𝑛𝑤=60×1000×𝑉𝜋×𝐷=60×1000×1.2𝜋×300=76.43𝑟𝑝𝑚

经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=(6～20)×=459--1529r/min。额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。

方案 电机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 Y160M1-8 4 750

720

2 Y132M1-6 4 1000 960

3 Y112M-4 4 1500

1440

4 Y112M-2 4 3000 2890

确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

𝑖𝑎=𝑛𝑚𝑛𝑤=96076.43=12.561

（2）分配传动装置传动比

取普通V带的传动比：iv=3

减速器传动比为i1=

第4章计算运动和动力参数

电动机输出参数

𝑃0=3.15𝑘𝑊

n=960r/min

𝑇0=9550000×𝑃0𝑛0=9550000×3.15960=31335.94𝑁?𝑚𝑚

高速轴的参数

𝑃Ⅰ=𝑃0×𝜂𝑣=3.15×0.96=3.02𝑘𝑊

n1=320r/min

T1=90128N*mm

低速轴的参数

𝑃Ⅱ=𝑃Ⅰ×𝜂2×𝜂3=3.02×0.99×0.98=2.93𝑘𝑊

N2=min

T2=9550000*=

工作机的参数

𝑃Ⅲ=𝑃Ⅱ×𝜂1×𝜂2×𝜂2×𝜂𝑤=2.93×0.99×0.99×0.99×0.97=2.76𝑘𝑊 n3=n2=min

T3=9550000*=375684N*mm

各轴转速、功率和转矩列于下表

轴名称 转速n/(r/min) 功率P/kW 转矩T/(N?mm)

电机轴 960

高速轴 320

90128

低速轴

398824

工作机 375864

第5章普通V带设计计算

（1）求计算功率Pc

查表13-9得KA=，故

𝑃𝑐=𝐾𝐴×𝑃=1.1×3.15=3.465𝑘𝑊

（2）选V带型号

根据Pc=、n1=960r/min，选用A型。

（3）验算带速v

𝑣=𝜋×𝑑𝑑1×𝑛60×1000=𝜋×100×96060×1000=5.02𝑚𝑠−1

带速在5～30m/s范围内，合适。

（4）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

𝑎0=1.5×(𝑑1+𝑑2)=1.5×(100+280)=570𝑚𝑚。

取𝑎0=570𝑚𝑚，符合0.7×(𝑑1+𝑑2)<𝑎0<2×(𝑑1+𝑑2)

由式（13-2）得带长

𝐿𝑑0=2×𝑎0+𝜋2×(𝑑1+𝑑2)+(𝑑2−𝑑1)24×𝑎0=2×570+𝜋2×(100+280)+(280−100)24×570≈1751𝑚𝑚

由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm。再由式（13-15）计算实际中心距

𝑎≈𝑎0+𝐿𝑑−𝐿𝑑02=570+1750−17512≈570𝑚𝑚

（5）验算小带轮的包角α1

𝛼1≈180°−(𝑑𝑑2−𝑑𝑑1)×57.3°𝑎≈180°−(280−100)×57.3°570=161.91°>120°

合适。

（6）求V带根数z 由式（13-14）得

𝑧=𝑃𝑐(𝑃0+△𝑃0)×𝐾𝛼×𝐾𝐿

今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得

𝑃0=0.96𝑘𝑊

由式（13-8）得传动比

𝑖=𝑑2𝑑1×(1−𝜀)=280100×(1−0.02)=2.86

查表13-6得

△𝑃0=0.112𝑘𝑊

由α1=°查表13-8得Kα=，表13-2得KL=1，由此可得

𝑧=3.465(0.96+0.112)×0.954×1=3.39

取4根

带型 A V带中心距 570mm

带的根数 4 包角 °

带速 s 带长 1750mm

（7）.带轮结构设计

带宽

𝐵=(𝑧−1)×𝑒+2×𝑓=63𝑚𝑚

第6章减速器内部传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa（表11-1）

大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=，SF=，则

[𝜎𝐻]1=𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1𝑆𝐻=7201.1=654.55𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐻]2=𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2𝑆𝐻=6151.1=559.09𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐹]1=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1𝑆𝐹=5951.25=476𝑀𝑃𝑎

[𝜎𝐹]2=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2𝑆𝐹=5101.25=408𝑀𝑃𝑎 （2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=（表11-3），齿宽系数φd=1（表11-6），取ZE=^（表11-4），u=i=则

𝑑1≥2.32×√𝐾×𝑇1𝜑𝑑×𝑢+1𝑢×(𝑍𝐸[𝜎𝐻])23=2.32×√1.3×89526.621×4.22+14.22×(189.8559.09)23=59.2𝑚𝑚

齿数取Z1=27，则Z2=i×Z1=×27=115。故实际传动比

𝑖=11527=4.259

模数

𝑚=𝑑1𝑧1=59.227=2.19𝑚𝑚

齿宽

𝑏=𝜑𝑑×𝑑1=59.2𝑚𝑚

取b1=65mmb2=60mm

按表4-1取m=，实际的

𝑑1=𝑧1×𝑚=27×2.5=68𝑚𝑚

𝑑2=𝑧2×𝑚=115×2.5=287.5𝑚𝑚

则中心距

𝑎=(𝑧1+𝑧2)×𝑚2=(27+115)×2.52=178𝑚𝑚

（2）验算轮齿弯曲强度

齿形系数查表

𝑌𝐹𝑎1=2.57，𝑌𝐹𝑎2=2.13，𝑌𝑆𝑎1=1.6，𝑌𝑆𝑎2=1.848

𝜎𝐹1=2×𝐾×𝑇1×𝑌𝐹𝑎1×𝑌𝑆𝑎1𝑏2×𝑑1×𝑚=93.838𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝐹]1=476𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2=𝜎𝐹1×𝑌𝐹𝑎2×𝑌𝑆𝑎2𝑌𝐹𝑎1×𝑌𝑆𝑎1=89.827𝑀𝑃𝑎<[𝜎𝐹]2=408𝑀𝑃𝑎

（3）齿轮的圆周速度

𝑣=𝜋×𝑑1×𝑛60×1000=𝜋×68×322.1560×1000=1.15

可知选用8级精度是合适的。