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機械課程設計系 別：班 級：姓 名：學 號：指導教師：職 稱：目 錄一、設計任務書 1二、傳動裝置總體設計方案 1三、選擇電動機 2四、計算傳動裝置運動學和動力學參數 3五、普通 V 帶設計計算 4六、減速器齒輪傳動設計計算 7七、軸的設計 .12八、滾動軸承壽命校核 .22九、鍵聯接設計計算 .24十、聯軸器的選擇 .25十一、減速器的密封與潤滑 .25十二、減速器附件 .26十三、減速器箱體主要結構尺寸 .28十四、設計小結 .28十五、參考文獻 .291一、 設計任務書1.1 設計題目一級圓錐減速器，拉力 F=6200N，速度 v=1.5m/s，直徑 D=475mm，每天工作小時數：16 小時，工作年限（壽命）：15 年，每年工作天數：300 天，配備有三相交流電源，電壓 380/220V。1.2 設計步驟1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.普通 V 帶設計計算6.減速器內部傳動設計計算7.傳動軸的設計8.滾動軸承校核9.鍵聯接設計10.聯軸器設計11.潤滑密封設計二、 傳動裝置總體設計方案2.1 傳動方案傳動方案已給定，前置外傳動為普通 V 帶傳動，減速器為一級圓錐齒輪減速器。2.2 該方案的優(yōu)缺點由于 V 帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。18三、 選擇電動機3.1 電動機類型的選擇按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為 380V，Y 型。3.2 確定傳動裝置的效率查表得：聯軸器的效率：η1=0.99滾動軸承的效率：η2=0.98V 帶的效率：ηv=0.96閉式圓錐齒輪的效率：η3=0.97工作機的效率：ηw=0.97η ??=??1×??32×????×??3×????=0.8423.3 選擇電動機容量工作機所需功率為????=??×??1000=6200×1.51000=9.3????電動機所需額定功率:????=????????=9.30.842=11.05????工作轉速：????=60×1000×????×?? =60×1000×1.5??×475 =60.34??????經查表按推薦的合理傳動比范圍，V 帶傳動比范圍為： 2～3，一級圓錐齒輪傳動比范圍為：2～8，因此理論傳動比范圍為：4～24?？蛇x擇的電動機轉速范圍為 nd=ia×nw=(4～24)×60.34=241--1448r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y200L-8 的三相異步電動機，額定功率Pen=15kW，滿載轉速為 nm=730r/min，同步轉速為 nt=750r/min。圖 3-1 電機尺寸Pd=11.05nw=60.34293.4 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算由選定的電動機滿載轉速 nm 和工作機主動軸轉速 nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：????=????????=73060.34=12.098（2）分配傳動裝置傳動比取普通 V 帶的傳動比： iv=3減速器傳動比為??1=????????=4.03四、 計算傳動裝置運動學和動力學參數4.1 電動機輸出參數??0=11.05??????0=????=730????????0=9550000×??0??0=9550000×11.05730=144558.22???????4.2 高速軸的參數PⅠ =P0×η v=11.05×0.96=10.61kWia=12.098iv=3i1=4.0329nⅠ =n0i0=7303 =243.33rpmTⅠ =9550000×PⅠnⅠ =9550000×10.61243.33=416411.87N?mm4.3 低速軸的參數PⅡ =PⅠ ×η 2×η 3=10.61×0.98×0.97=10.09kWnⅡ =nⅠi1=243.334.03=60.38rpmTⅡ =9550000×PⅡnⅡ =9550000×10.0960.38=1595884.4N?mm4.4 工作機的參數PⅢ =PⅡ ×η 1×η 2×η 2×η w=10.09×0.99×0.98×0.98×0.97=9.31kWnⅢ =nⅡ =60.38rpmTⅢ =9550000×PⅢnⅢ =9550000×9.3160.38=1472515.73N?mm五、 普通 V 帶設計計算1.確定計算功率 Pca由表 8-8 查得工作情況系數 KA=1.1，故 ??????=????×??=1.1×11.05=12.155????2.選擇 V 帶的帶型根據 Pca、n1 由圖 8-11 選用 B 型。3.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 8-7 和表 8-9，取小帶輪的基準直徑 dd1=150mm。2）驗算帶速 v。按式（8-13）驗算帶的速度29??=??×????1×??60×1000=??×150×73060×1000=5.73??????1因為 5m/s＜v＜30m/s，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑。根據式（8-15a） ，計算大帶輪的基準直徑 ????2=??×????1=3×150=450????根據表 8-9，取標準值為 dd2=450mm。4.確定 V 帶的中心距 a 和基準長 Ld 度根據式（8-20） ，初定中心距 a0=900mm。由式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld0=2×a0+π 2×(dd1+dd2)+(dd2?dd1)24×a0 =2×900+π 2×(150+450)+(450?150)24×900≈ 2767mm由表選帶的基準長度 Ld=2700mm。按式（8-23）計算實際中心距 a。a≈ a0+Ld?Ld02 =900+2700?27672 ≈ 866mm按式（8-24）,中心距的變化范圍為 826--947mm。5.驗算小帶輪的包角 αaα 1≈ 180°?(dd2?dd1)×57.3°a ≈ 180°?(450?150)×57.3°866=160.15°120°6.計算帶的根數 z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr。由 dd1=150mm 和 n1=730r/min,查表 8-4 得 P0=1.93kW。根據 n1=730r/min， i=3 和 B 型帶，查表 8-5 得△P0=0.229kW。查表 8-6 得 Kα=0.95，表 8-2 得 KL=1.04，于是Pr=(P0+ △ P0)×Kα ×KL=(1.93+0.229)×0.95×1.04=2.133kW2）計算帶的根數 zz=PcaPr=12.1552.133≈ 5.7取 6 根。7.計算單根 V 帶的初拉力 F0由表 8-3 得 B 型帶的單位長度質量 q=0.17kg/m，所以??0=500×(2.5?????)×??????????×??×?? +??×??2=500×(2.5?0.95)×12.1550.95×6×5.73+0.17×5.732=294??8.計算壓軸力 Fp29????=2×??×??0×sin(??12)=2×6×294×sin(160.15°2 )=3475.2??9.帶輪結構設計1）小帶輪的結構設計小帶輪的軸孔直徑 d=55mm因為小帶輪 dd1=150小帶輪結構選擇為實心式。因此小帶輪尺寸如下： ??1=2.0×??=2.0×55=110????????=????+2×???=150+2×3.5=157??????=(???1)×??+2×??=(6?1)×19+2×11.5=118????因為 L=2.0×de，Pr=0.4 ×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷 Cr=73.2kN，額定靜載荷 C0r=92kN，軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1= R2AH+R2AV= (?7103.81)2+(3733.93)2=8025.36NFr2= R2BH+R2BV= (6512.61)2+(?11898.93)2=13564.61N查表得系數 Y=1.4????1=????12??=2866.2??????2=????22??=4844.5??由前面計算可知軸向力 Fae=715N????1=??????+????2=5559.5??????2=????2=4844.5??Fa1Fr1=0.693＞ eFa2Fr2=0.36≤ e查表得 X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下：????1=??1×????1+??1×????1=0.4×8025.36+1.4×5559.5=10993.44??????2=??2×????2+??2×????2=1×13564.61+0×4844.5=13564.61??取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式???=10660??×(????×????????×????)103=78240?72000?由此可知該軸承的工作壽命足夠。8.2 低速軸上的軸承校核根據前面的計算，選用 30216 軸承，內徑 d=80mm，外徑 D=140mm，寬度B=26mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為 e=0.42。當 Fa/Fr≤e 時，Pr=Fr ；當 Fa/Fre，Pr=0.4 ×Fr+Y×Fa軸承基本額定動載荷 Cr=160kN，額定靜載荷 C0r=212kN，軸承采用正裝。要求壽命為 Lh=72000h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1= R2AH+R2AV= (?1093.89)2+(2846.63)2=3049.57NFr2= R2BH+R2BV= (1773.89)2+(4911.37)2=5221.9N查表得系數 Y=1.4????1=????12??=1089.13??????2=????22??=1864.96??由前面計算可知軸向力 Fae=2741N????1=??????+????2=4605.96??????2=????2=1864.96??Fa1Fr1=1.51＞ eFa2Fr2=0.36≤ e查表得 X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1因此兩軸承的當量動載荷如下：????1=??1×????1+??1×????1=0.4×3049.57+1.4×4605.96=7668.17??????2=??2×????2+??2×????2=1×5221.9+0×1864.96=5221.9??取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式???=10660??×(????×????????×????)103=78240?72000?九、 鍵聯接設計計算9.1 高速軸與大帶輪鍵連接校核選用 A 型鍵，查表得 b×h=12mm×8mm（ GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。鍵的工作長度 l=L-b=58mm大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力[σ]p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力σ ??= 4×???×??×??=33??????1.2δ, 12mm齒輪端面與內箱壁距離△2, δ, 12.5mm箱蓋、箱座肋厚 m1、m, m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ, 8mm、 8mm十四、 設計小結機械設計課程設計是機械課程中一個重要的環(huán)節(jié)通過了幾個周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現問題，如：在選擇計算標準間是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準確。十五、 參考文獻[1] 濮良貴.機械設計第九版. 西北工業(yè)大學出版社[2] 吳宗澤.機械設計課程設計手冊第 3 版. 高等教育出版社[3] 機械設計手冊編委會 . 機械設計手冊（第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷） （新版）北京機械工業(yè)出版社，2004[4] 周開勤主編.機械零件手冊（第四版）. 北京：高等教育出版社，1994[5] 龔桂義主編.機械設計課程設計圖冊（第三版）[6] 徐灝主編.機械設計手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，199129