机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器设计(33页).doc

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1、-机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器设计-第 31 页课程设计说明书 题 目 单级圆柱齿轮减速器设计 学 院 汽车与交通学院 班 级 力学141 姓 名 温乾礼 学 号 201400206028 指导教师 韦丹柯 日期：2016年7月8日目 录一、设计任务 3 1、原始数据 3 2、工作条件 3 3、传动方案 3二、总体设计 4 1、传动方案 4 2、选择电机的类型 4 3、确定电动机转速 4 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 5 6、V带的设计 67、齿轮传动的设计 7 8、齿轮的结构设计 10 9、高速级齿轮传动的几何尺寸 11 10、箱体及

2、附件设计 11 11、轴的结构设计 12 12、平键联接的选用和计算 15 13、轴的校核 16 14、安全系数法校核轴的疲劳强度 20 15、滚动轴承寿命计算 21 16、润滑设计 23四、参考文献 25一、设计任务设计一带式运输机构传动装置1、原始数据传送带拉力 KN2.2传送带速度 m/s1.15滚筒直径 mm2052、已知条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度350C；小批量生产。3、传动方案附图计算及说明备 注二、总体设计1、传动方案：已经给出，如第4页附图2、选择电机的类型：Y系列三相异步电动机.选择电动机的容量 式中1、2、3、4、5分别为带传动、轴

3、承、齿轮传动联轴器和卷筒的传动效率。取1=0.95，2=0.99（滚子轴承）3=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）4=0.99（齿轮联轴器） 5=0.96则=0.960.990.990.970.990.97=0.87 3、 确定电动机转速卷筒工作速度为按高等教育出版社出版的机械设计课程设计指导书第7页表1，常见机械传动的主要性能推荐的传动比合理范围，取V带传动比合理范围为0=24，一级圆柱齿轮减速器传动比=36，故电动机转速的可选范围为：nd=an=(624)77.34=642.02568 r/min符合这一范围的同步转速有1000和1500转。根据容量和转速，由机械设计出版社出版的机

4、械设计手册一卷（2）（查出Y132M1-6满足要求）综合考虑电机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动减速器的传动比选择电机型号为Y132s-6Pw=2.53KWa=0.87Pd=2.91kwn=107r/min计算及说明备 注4、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 1. 总传动比： 2.分配传动装置传动比：= 121, 2分别为带传动和减速器的传动比则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 1.各轴转速发动机：n0=nw=960高速轴： 低速轴： 2. 各轴输入功率：发动机：P0=Pd0=3 KW高速轴：P1=Pd1=3.0.95=2.85KW低速轴：P2= Pd

5、12=2.850.990.97=2.74KW3.各轴转矩计算电动机轴转速：T0=9550P0/n0=29.84 Nm 高速轴转矩：T1=9550P1/n1=76.45Nm 低速轴转矩： T2=9550P2/n2=244.6 Nm4.各轴的运动参数如下表：表2轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(Nmm)发动机396029.84高速轴2.8535676.45低速轴 2.74107244.6Y132S-6三相异步电动机P=3KWnm=960r/min=8.971=2.72=3.3n0=960=356r/min=107r/minP0=3 KWP1=2.85KWP2=2.74KWT0=29.84N

6、mT1=76.45NmT2=244.6 Nm计算及说明备 注6、V带的设计 确定设计功率P0查课本：KA=1.2 P0=KAP0=1.23=3.6KW选定带的型号 根据P0=3.6KW n=960 r/min 查课本P223表 13-15 选定带为A型V带传动比 取i=4.4小轮基准直径查课本P13-10 d 1=100mm 大轮基准直径d 2= n0 /n1(1)=960/3561000.98=264.3mm 查课本P13-10取标准值 d 2=265mm验算带速 ，在530m/s内。初定间距 按要求取a0=1.5(d1+d2)=1.5(100+265)=548mm取a0=600mm所需带的

7、基准长度Ld0=查课本P217表13-2选取带的基准长度为取Ld=1940mm实际间距 取=610mm小带轮包角 =1800-(d2-d1)/ a 57.30 =16401200 所以合适单根V带的基本额定功率 根据d 1=100mm和nm=960r/min，由课本P219表13-4查得A型V带P=0.95KW单根V带的基本额定功率的增量由课本P221表13-6查得：P=0.11KWV带根数 由课本P219表13-8查得：k=0.96由查得：课本P222表13-8 kl=1P0=3.6KWi=4.4d 1=100mmd 2=265mmV=5.03m/sa=504mm=1640P=1.14KW计

8、算及说明备 注 取4根由课本P216表13-1查得q=0.105kg/m单根V带初拉力： 计算对轴的压力7、齿轮传动的设计（1）选择材料 小齿轮选择45钢调质 HBS1=197286 大齿轮选择45钢正火 HBS2=156217 由课本P171表11-1查得（2）计算当量齿数，查齿形系数 现为软齿轮面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜。 初选 z1=23 z2=iz1=3.323=76 圆整：取z2=76 则齿数比（即实际传动比）为故可以满足要求。（3）选择齿宽系数 由于减速器为闭式齿轮传动，故齿宽系数不宜过大。由课本P179表11-6选取齿宽系数 d=0.9（4）选择载荷系数 原动机为平稳工作的

9、电动机，而工作机为冲击不大的转筒查课本P179表11-6：K为1.21.5 取K=1.2（5）计算小齿轮轴上的扭矩T1 T1=9.55106p1/n1=9.551062.85/356Nmm=7.6106 Nmm（6）按齿面接触疲劳强度设计 按说明，对于斜齿圆柱齿轮，应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准对45钢，取HBS2=230， 由课本P171表11-1查得， 由课本P176表11-5取安全系数SH=1.0，Z=4Z1=23Z2=76T1=1.2105N.mm计算及说明备 注 许用接触应力 ，由课本P174表11-4得弹性影响系数 zE=188.9小齿轮分度圆直径：计算法面模数mn 由课本

10、P158表4-1得 m=2.5 （7）按齿根弯曲疲劳强度设计由课本P177表11-8得查得齿型系数 由课本P176表11-5得YFa1=2.69 YFa2=2.24由课本P178表11-6得Ysa1=1.61 Ysa2=1.76弯曲疲劳强度极限应力分别为： 由课本P177表11-8得 安全系数，SF=1.25 由课本P177表11-8得 310MPa 许用应力 计算及说明备 注 符合齿轮要求 （9）计算齿轮的几何尺寸 d1=z1m=232.5=57.5mm d2=z2m=762.5=190mm da1= 84 mmda2=336 mm b=dd1=0.953.93= 45mm b2=45 mm

11、 b1=50mm 中心距： a=mn(z1+z2)/2cos15=130 mm（10）计算齿轮圆周速度 V= 计算及说明备 注 8、齿轮的结构设计小齿轮由于直径小，采用齿轮轴结构大齿轮的结构尺寸，按上面计算和后续设计出的轴子l直径计算得出名 称公 式结 果（）轮毂处直径D1D1=1.6d88轮毂处轴向量L=(1.21.5)d65倒角尺寸nn=0.05mn1.25齿轮圆处厚度z0=(2.54) mn7.5腹板最大直径D0D1=df2-2275板孔分布圆直径DzD0=0.5(D0+ D1)130板孔直径d1d0=(0.250.35) (D0-D1)14.7腹板厚CC=(0.20.3)6215计算及

12、说明备 注9、高速级齿轮传动的几何尺寸：如下表 表3名 称计算公式结果 (mm)法面模数mn2.5法面压力角20o分度圆直径d153.93d2206齿顶圆直径57211齿根圆直径50200中心距130齿 宽b2=b45b1= b2+(510)50 10、箱体及附件设计 （1）箱体材料的选择 选用HT200 （2）减速器机体结构尺寸设计 参考机械零件课程设计图册11页，得下表名 称符号尺寸关系结果（）机座壁厚0.025a188机盖壁厚z1(0.80.85)88机座凸缘的厚度b1.512机盖凸缘的厚度b11.512机座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉的直径df0.036a+1216轴承旁联接螺钉直

13、径d10.75df12计算及说明备 注续上页：名 称符号尺寸关系结果（）上下机体结合处联接螺栓直径d2(0.50.6)df12轴承端盖的螺钉直径d3(0.40.5)df6窥视孔盖的螺钉直径d4(0.30.4)df8螺钉Mdf至凸缘边缘直径C2由表决定11螺钉Md2至凸缘边缘直径C2由表决定11螺钉Md1至凸缘边缘直径C2由表决定11螺钉Mdf至外机壁距离C1由表决定11螺钉Md2至外机壁距离C1由表决定11螺钉Md1至外机壁距离C1由表决定11轴承旁凸台半径R1C211凸台高度h由结构确定27外机壁至轴承壁端面距离C1C2（510）29大齿轮顶圆与内机壁间距1.215齿轮端面与内机壁的间距10

14、上下机体筋厚度m1;m0.851 0.8512 ; 12轴承端盖外径直径D2轴承孔直径（55.5）d362轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，WM d1和M d3可不干涉为准10611、轴的结构设计 （1）高速轴设计 确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr调质处理，按书1表12-2取A0=105，则得： 综合轴的强度，以价格要求，取d0=24mm轴的结构设计（见下图）计算及说明备 注A、d1段设计 由于该段装有皮带轮，且皮带轮结构为4根A型V带，孔径d=24mm,查得L1=60mm。B、d2段设计 有皮带轮的右端靠轴肩轴向定位，按要求h0.07d，取 h=4mm,则书馆d2=30mm。L2=71.

15、6C、d3、d7段设计 壁厚=8，d3与d7段的结构尺寸相同，d2段右侧不需轴向定位，故取h=2mm,则d3=30mm，选用的角接触球轴型号为7206C，其尺寸为d*D*B=30*62*16，轴段l3=l7=16mm L3=16+11+8=35mmD、d5段设计前已计算出，d5=d4+15mm,d5=39mmE、d4、 d6段设计d4段，与d6段的结构尺寸相同，d4=D1=36mm，故L4L67mm. F、d2段长度设计 轴承盖高度e=7.2mm,m=14.4mm。为了便于端盖的拆装以及皮带轮不与箱体接触，故需轴留出50mm长度。所以L2=50+7.2+14.4=71.6mmG、轴的总长度 L

16、= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=60+72+30+30+7+7+39=245mm（2）低速轴设计 确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为45钢调质，按书1表12-2 取A0=1.05，则得：计算及说明备 注 由于轴上开了键槽，结合强度考虑取d=35mm结构设计同理，把此轴分6段进行设计A、d1段设计查表14-1得L1=82mmB、d2段设计由于联轴器右端需轴向定位，故h0.07d1，取 h=3.5mm,则d2=41mm。C、d3段设计 由d2段零件安装不需靠轴肩轴向定位故取h=3mm，根据轴径d3=45mm，以综合轴承的价格考虑，选用圆柱滚子轴承，型号为7209C，其尺寸为

17、；DPd=5518021，轴段B=19mm，3=11，5=15，以及箱体的内宽Lb=82mm。 d3总长度 L3=19+11+15=45mm，取KA=1.5D、d4段设计 由轴套不需轴肩来轴向定位，取h=3mm，d4=50mm，前已算得齿轮宽b2=45mm，故取L4=45mm机械出版社机械零件设计第39-82页32211计算及说明备 注E、d5段设计 齿轮右端需轴肩轴向定位，取d=3.5mm，故d5=56mm，轴向长度取L5=10mmF、d6段设计 d6段与d3段类同，d6=45mm，L6=35mmG、d2段轴向长度设计 同高速轴的d2段d2段设计L2=78mmH、低速轴的总长度 L= L1+

18、 L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ =82+78+45+45+45+10+35=295mm12、平键联接的选用和计算（1）告诉轴键联接选用及计算 皮带轮安装处，轴径为d=35mm。查手册选择键8760 键的接触长度：L=Lb=788=70mm. 接触高度；K=h/2=5mm 查得键联接的挤压许用应力p=120MPa 许用剪应力T=80MpaEP1=4T1/d1l2h2=476.45103/27756=38Mpa （2）低速轴键联接选用及计算=4T2/d2lk=50120Mpaa、 齿轮安装处。轮径为d=50mm,选择键161046键的截面长度为：15 mm接触高度为：K=h/2=6mm

19、Ep2=4T2/d2l2h2=4244.6103/501040=49Mpa T2=94.93MPab、 安装联轴器处，轴径为d=45mm选择键：14972查机械设计手册机械出版社P38-18横截面尺寸为87mm冶金工业出版社P5828755L=(1890)mm同上查询，查得截面尺寸：1610L=（45180）mm选择出处同上L=（36160）mm同上L=（36160）mm计算及说明备 注13、轴的校核（1）高速轴的校核受力分析在垂直南V面 外力：F=FQ =1133.9N K=L3/2+L2+L1/2=8+72+30=110mm在垂直面的支承反力（图B）：F1v=(Fr*L /2-Fa*d1/

20、2)/L=339NF2v=Fr-F1v=1062-339=723N(2)求水平面的支承反力（图C）F1H=F2H=Ft/2=2818/2=1409N(3)F力在支点产生的反力（图D）F1F=FK/L=1133.9*110/106=1172.41NF2F=F+F1F=(1133.9+1172.4)=2306.3N(4)绘垂直面的弯矩图（图B）Mav=F2v*L/2=(723*106*10-3)/2=38N.mMav=F1v*L/2=(339*106*10-3)/2=18 N.m(5)水平面的弯矩图（图C）MaH=F1H*L/2=(1409*106*10-3)/2=74.7N.m（6）F力产生的弯

21、矩图（D）M2T=FK=1133.9*110*10-3=124.28 N.ma-a截面F力产生的弯矩为MaF=F1F*L/=1172.41*0.106/2=62N.m(7)求合成弯矩图（图E）考虑最不利情况，把MaF与(Mav2+MaH2)1/2相加Ma=MaF+(Mav2+MaH2)1/2=145.8N.mMa= MaF+(Mav2+MaH2)1/2=139N.mM2=M2F=124.28N.m(8)求轴传递的转矩（f）T=Ft*d1/2=2818*53.93*106-3/2=76N.m(9)求危险截面的弯矩（图G）Me=(Ma2+(aT)2)1/2=153N.m去折合系数a=0.6N计算及

22、说明备 注(10)计算危险截面出轴的直径d（Me/0.1）1/3=18mm24mm故合格弯矩图计算及说明备 注 （2）低速轴校核受力分析受力分析 外力：F=0 N K=L3/2+L2+L1/2=19/2+78+82/2=129mm在垂直面的支承反力（图B）：F1v=(Fr*L /2-Fa*d1/2)/L=339NF2v=Fr-F1v=1709-339=1310N(2)求水平面的支承反力（图C）F1H=F2H=Ft/2=4537/2=2269N(3)F力在支点产生的反力（图D）F1F=0NF2F=0N(4)绘垂直面的弯矩图（图B）Mav=F2v*L/2=(1310*131*10-3)/2=86N

23、.mMav=F1v*L/2=(339*116*10-3)/2=23 N.m(5)水平面的弯矩图（图C）MaH=F1H*L/2=(2269*131*10-3)/2=148N.m（6）F力产生的弯矩图（D）M2T=FK=0 N.ma-a截面F力产生的弯矩为MaF=0.m(7)求合成弯矩图（图E）考虑最不利情况，把MaF与(Mav2+MaH2)1/2相加Ma=MaF+(Mav2+MaH2)1/2=172N.mMa=0N.mM2=M2F=124.28N.m(8)求轴传递的转矩（f）T=Ft*d1/2=(4537*108*108*10-3/)2=245N.m(9)求危险截面的弯矩（图G）Me=(Ma2+

24、(aT)2)1/2=226N.m去折合系数a=0.6(10)计算危险截面出轴的直径d（Me/0.1）1/3=33.5mm45mm故合格弯矩图（如下图）计算及说明备 注计算及说明备 注14、安全系数法校核轴的疲劳强度(1)、对C剖面进行校核。(2)、轴材的机械性能 材料为45钢，调质处理，由教程表可知：=600MPa =350 Mpa=0.44=300MPa =0.3=155Mpa=1.7=510Mpa =1.6=248Mpa(3)、剖面C的安全系数查表得 抗弯断面系数：W=16.92 CM3抗扭断面系数：=36.08CM3弯曲应力幅：键槽所引起的有效应力集中系数，查表得：K6=1.84 Kr=

25、1.6 表面状态系数： 尺寸系数 弯曲平均应力： 扭转切应力幅： 平均切应力：由齿轮计算的循环次数可知：寿命系数 Kv=1计算及说明备 注综合安全参数：（安全系数1.51.8）剖面C具有足够的强度。15、角接触球轴承寿命计算分别对两对不同的轴承进行受力分析（1）、轴承A、求两轴承受到的径向载荷F1和R2将轴承部件受到的力系分解为铅垂面（a）和水平面（b）B、求当量动载荷，P1和P2由于轴承未受到轴向力 A1=A2 从书1表10-4查得当量动载荷系数 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0因轴承在运转中受到的冲击载荷不大 故fp=1.1 查表验算轴承寿命 因P2P1 所按轴承4的受力大小验算查得

26、深沟轴承其所哉 Cr=46000N 代入公式：故轴承能满足预期计算寿命要求计算及说明备 注B、求当量动载荷，P1和P2由于轴承未受到轴向力 A1=A2 从书1表10-4查得当量动载荷系数 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0因轴承在运转中受到的冲击载荷不大 故fp=1.1 查表验算轴承寿命 因P2P1 所按轴承4的受力大小验算查得深沟轴承其所哉 Cr=46000N 代入公式：故轴承能满足预期计算寿命要求计算及说明备 注（2）轴承2由受力可知：故取X=1 Y=0由轴承在运转中产生的冲击载荷不大，故fp=1.1 则C、验算轴承寿命由圆锥滚子轴承（32211）查得：Cr=108 KN 代入公式 故

27、能满足预期寿命要求。16、润滑设计A、齿轮的润滑由大齿轮的圆周速度，V=nD=63.73.14330/60=1.47m/s12 m/s故采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高。大齿轮为45钢调质查得取油N320，故齿轮用N320润滑油润滑B、滚动轴承的润滑高速轴和低速轴的滚动轴承采用油脂润滑，（齿轮浸油的圆周速度在浙大出版社、机械零件课程设计表4-3和教材机械设计冶金工业出版社采用26-2高等学校机械设计表15-4计算及说明备 注1.52 m/s内，润滑油飞溅起来，油液进入轴承，对轴承进行润滑。）选油N3，且在箱体上开有油槽，为防止油液的流失，采用迷宫式密封结构。三、设计心得与体会减速器设计的设计是

28、我们对机械设计教程课程学习成果的检验。设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用，以及数据的计算与检验等。前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以及实际经验的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以及对课本所学知识的复习和彭教授的耐心说明下，我们的理论知识水平有所提高。在彭教授的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长自行设计水平和实践检验能力。在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团，尝试不同的方案，在教授指导和组员的共同协作下，让设计得以基本完成。由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望彭教授再提出宝贵意见，并予以指正！再次感谢教授的精心指导和热情帮助！