机械设计课程设计-一级圆柱齿轮减速器课程设计F=1.1V=2D=320.doc

机械设计基础课程设计说明书 班 级： 木工113 学 号： 201102010306 姓 名： 指导老师： 完成日期： 2013.6.17 一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书 目 录1. 摘要和关键词.32. 设计任务书.43. 传动方案的分析与拟定.54. 电动机的选择计算.55. 传动装置的运动及动力参数选择和计算.66. 传动零件的设计计算.77. 轴的设计计算.108. 滚动轴承的选择和计算.159. 键联接选择和计算.1610. 联轴器的选择.1611. 减速器的润滑方式和密封类型的选择.1712. 箱体设计.1713. 设计小结.1814. 参考文献.18带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为合金钢，40Mn（调质），硬度约为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为9级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器课 程 设 计 任 务 书设计题目带式传输机的传动装置设计学生姓名高思思所在院系工程学院专业、班级木工113班运输机工作条件： 工作环境：室外、多尘；工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作条件： 空载起动、连续；工作年限为6年，年工作日250天，二班制；输送带允许速度误差：5%；生产批量：小批。 传送带有效压力F=1.10kN；传送带速度V=2m/s ；鼓轮直径D=320mm 。设计成果要求： 1. 单级圆柱齿轮减速器装配图A1一张；2. 设计计算说明书1份（约6000-8000字）。推荐参考文献： 濮良贵，纪名刚主编.机械设计，第7版.北京：高等教育出版社，2001年5月 卢颂峰，王大康主编.机械设计课程设计，北京：北京工业大学出版社，1998年1月 毛振杨等编、机械零件课程设计、浙江大学出版社、1985年8月 哈尔滨工业大学主编.机械零件设计指导书.北京：人民教育出版社1982年 陈铁鸣主编.新编机械设计课程设计图册，北京：高等教育出版社，2003年7月 王科社，滕启编.机械设计课程设计指导书，北京：北京机械工业学院，2001年 周开勤主编.机械零件手册，第5版.北京：高等教育出版社，2001年7月 滕启，米洁，王科社编.机械设计课程设计指指南，北京：北京机械工业学院，2002年设计任务：1. 选择电动机型号；2. 计算皮带传动参数；3. 选择联轴器型号；4. 设计单级圆柱齿轮减速器。完成日期： 2013年6 月 17 日 指导教师（签名）： 学生（签名）：一、 传动方案的分析与拟定 工作条件：使用年限6年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。 原始数据：传送带有效压力F=1.10kN；传送带速度V=2m/s；鼓轮直径D=320mm。二、 电动机选择计算 2.1 选择电动机类型：按工作要求和条件，选用Y型三相异步电动机，封闭式结构，电压380V。 2.2 选择电动机的容量： 2.2.1 传动装置的传送总效率：=0.960.9820.970.990.96=0.85 2.2.2电动机所需的工作功率： =11002/1000=2.2kW =2.2/0.85=2.59KW 2.3 确定电动机转速： 2.3.1 计算滚筒轴工作转速： =6010002/320=119.4r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比，一级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为=（624）119.4=716.42865.6r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，由机械设计手册查得，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。 2.4 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3kW，满载转速960r/min，满载电流7.2A，满载效率83.0%，质量：63kg。三、 传动装置的运动及动力参数选择和计算 3.1 计算总传动比及分配各级的传动比 3.1.1 总传动比：=960/119.4=8.04 3.1.2 分配各级传动比（1） 据课程设计指导书P7表1，取齿轮（2） =8.04/2.4=3.35 3.2 运动参数及动力参数计算 3.2.1 计算各轴转速（r/min）I轴：即电机轴II轴：即减速器高速轴用带联接传动比， III轴：即减速器的低速轴， 3.2.2 计算各轴的功率（kW）PI=Ped带=2.590.96=2.49kWPII=PI轴承齿轮=2.490.980.97=2.37kWPIII=PII轴承联轴器=2.370.980.99=2.30kW 3.2.3计算各轴扭矩（Nm） T工作=95502.59/960=25.77Nm TI= T工作带i带=25.772.40.96=59.37Nm TII= TIi齿轮轴承齿轮 =59.373.350.980.97=189.06Nm TIII=TII轴承联轴器 =189.060.980.99=183.43Nm四、 传动零件的设计计算 4.1 确定计算功率PC 由课本表13-8得：kA=1.2 4.2 选择V带的带型 根据PC、n1由课本图13-15得：选用A型。 4.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 4.3.1 初选小带轮的基准直径dd1由课本表13-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。4.3.2 验算带速V。验算带的速度 =100960/（601000）=5.02m/s 在525m/s范围内，带速合适。4.3.3 计算大齿轮的基准直径。 根据课本式13-9，计算大带轮的基准直径dd2 dd2=i带dd1=2.4100=240mm 由课本表13-9，取标准值为dd2=250mm 4.4 确定带长和中心矩 4.4.1 a0=1.5(dd1+dd2)=525mm，初定中心距a0=530mm符合0.7(dd1+dd2)a01200（适用） 4.6确定带的根数z 4.6.1 计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表13-3得P0=0.95KW 根据n1=960r/min，i带=2.4和A型带，查课本表13-5得P0=0.11kW 根据课本表13-5得Ka=0.95 根据课本表13-2得KL=0.99 由课本式13-14得 Pr=（P0+P0）KaKL=（0.95+0.11）0.950.99=0.997kW 4.6.2 计算V带的根数z。 z=PC/Pr=3.11/0.997=3.12 取整为4根. 4.7 计算单根V带的初压力的最小值F0 由课本表13-1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式13-17单根V带的初拉力： =123.79N4.8 计算压轴力 压轴力的最小值为 =24123.79sin（163/2）=979.44N 4.9 齿轮传动的设计计算 4.9.1选定齿轮材料及精度等级及齿数 1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88）。 2)材料选择。由表课本表11-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为250HBS。 3)选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=243.35=80.4，取81。 4.9.2 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式11-3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1 =9.551062.49/400=59448.75Nmm3) 由课本表11-6选取齿款系数d=14) 齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.3，对于标准齿轮，ZH=2.55)由课本表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188.0MPa6)由课本表11-1按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa； 7)计算解除疲劳许用应力。 由课本表11-5取失效概率为1%，安全系数SH=1.0，SF=1.0 H1= Hlim1/SH=600/1.0Mpa=600Mpa H2= Hlim2/SH=550/1.0Mpa=550Mpa F1= FEl/SF=460/1.25Mpa=368Mpa F2= FE2/SF=410/1.25Mpa=328Mpa (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1，代入H1的值 由设计计算公式11-3=49.75mm 2)计算齿宽b。 b=dd1=149.75mm=49.75mm。 3)计算齿宽与齿高之比b/h。 模数：m=d1/z1=49.75/24=2.07mm 齿高：h=2.25m=2.252.07=4.66mm b/h=49.75/4.66=10.68 由课本表4-1，取模数m=2.25 实际尺寸d1=mz1=54mm，d2=mz2=182mm 中心距a=(d1+d2)/2=118mm 齿轮宽度B2=dd1=54mm，B1=B2+（510）=5964mm，取B1=60mm 4)验算轮齿弯曲强度 由课本图11-8查得 YFa1=2.76，YFa2=2.25 由课本图11-9查得 YSa1=1.58，YSa2=1.77 由式11-5=102.73MPaF1=368Mpa =93.82MPaF2=328Mpa 齿轮的弯曲强度足够。 5)计算圆周速度v。 =49.75400/（601000）=1.04m/s 4.10几何尺寸的确定 （1）分度圆直径d1=mz1=54mm，d2=mz2=182mm（2）齿顶高=2.25mm 齿根高=2.8mm（3） 齿顶圆直径=58.5mm，=186.5mm 齿根圆直径=48.4mm，=176.4mm（4）齿厚（5）轴孔直径（6）轮毂直径（7）轮毂长度（8）轮缘厚度，取 （9）轮缘内径 （10）腹板厚度，取 （11）腹板中心孔直径 （12）腹板孔直径齿轮倒角，取五、 轴的设计计算 5.1 输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩TPII输=2.370.98=2.32kWn2=n1/i=400/3.35=119.4r/min T2=9.55106PII输/n2=9.551062.32/119.4=185561NmmPI输=2.490.98=2.44 kWn1=400 r/min T1=9.55106PI输/n1=9.551062.44/400=58255Nmm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=182mmFt2=2T2/d2=2185561/182=2039NFr2= Ft2tan20=742N因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=54mmFt1=2T1/d1=258255/54=2158NFr1=Ft1tan20=785N3、初步确定轴的最小直径 按课程设计指导书公式：初步估算轴的最小直径。 选取的材料为45钢，调制处理。由课本表14-2，取c=112，于是得 轴I：=20.46mm 轴II：=30.11mm 轴III：=30.02mm 取最大转矩轴进行计算，校核。 考虑到键槽，将直径增加5%。 dmin1=20.46*(1+5%)=21.48mm dmin2=30.11*(1+5%)=31.62mm dmin3=30.02*(1+5%)=31.52mm 5.2轴的结构设计 选材45钢，调质处理。 由课本表14-1查得： 由课本表14-3查得：， 由课本式17-1得：联轴器的计算转矩：由课本表17-1查得：， 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册表8-7，选择弹性柱销联轴器，型号为：型联轴器，其公称转矩为： 5.3 初步计算各轴段直径 考虑键槽 ddmin1=20.46*(1+5%)=21.48mm， 半联轴器的孔径：，选择标准直径 ， 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取， 必须与轴承的内径一致，圆整，初选轴承型号为6207， 查表可知，B=17mm，D=72mm，； 为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径，一般取0，2，5，8尾数， 取； 取；， 同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制和减少轴承类型。 5.4 计算轴各段长度 半联轴器长度，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上， 而不压在轴的端面上，故第一段的长度应比L略短一些， 取半联轴器与轴配合的毂孔长度为：。 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取， 其中d3为螺钉直径M8，由轴承外径D=72mm，查表，取d3=8mm， 式中，为箱体壁厚，取=9mm，取轴旁连接螺栓的直径为8mm， 查得； 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105， 故轴承采用油脂润滑，取 3 =8mm，所以m=16mm， ，取 ； ， 式中，3为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差， 两齿轮的宽度差为6mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为10mm，则 取， 30652383060355040353024 5.5 轴上零件的周向定位5.5.1 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为：，半联轴器与轴的联接，选用平键为：，半联轴器与轴的配合为：.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选用平键为：，此处选轴的直径尺寸公差为：。 5.5.2确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为：，各轴肩处圆角半径：段左端取，其余取，处轴肩定位轴承，轴承圆角半径应大于过渡圆角半径，由手册，故取段为。 5.6 强度校核部分具体步骤如下： 按许用应力校核轴的弯曲强度：1) 轴的受力简图 （图A）（L =113mm）2) 求支持反力水平面支反力垂直面支反力 3) 作弯矩图水平弯矩（图B）垂直弯矩（图C）4) 求合成弯矩，作出合成弯矩图（图E） ，5) 作扭矩图（图D）C点左 C点右 6) 作危险截面当量弯矩图（图E）该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.597) 校核危险截面轴径45号优质碳素钢调质处理时，查机械设计基础教材111 C剖面的轴径 故：强度足够。 六、 滚动轴承的选择及校核计算 寿命计划： 要求轴承寿命： 6年二班制工作，按每年工作250天，每班工作8个小时 162506=24000小时 6.1轴承的选择 深沟球轴承6207，其尺寸dDB=35mm72mm17mm 深沟球轴承6206，其尺寸dDB=30mm62mm16mm 6.2 计算输入轴承 (1)已知nI=400r/min nII=119.4r/min (2)计算当量载荷P1、P2 根据课本表16-9取f P=1.5 根据课本式16-4得 根据课本表16-11查得，X=1，Y=0， PI=fPXFr1=1.5(1785)=1177.5N PII=fPXFr2=1.5(1742)=1113N (3)轴承寿命计算 深沟球轴承=3 由课本式16-2得Lh=106C3/(60nP3) Lh1=106C3/(60nP13)=10644.8103 3/604001177.5 3 =2.3106h24000h Lh2=106C3/(60nP23)=10644.8103 3/60119.41113 3=9.1106h24000h 故预期寿命足够。七、 键联接的选择及校核计算 7.1 输入轴：键， ，型. 大齿轮：键， ，型. 输出轴：键， ，型. 7.2 查课本表10-10查得 ， 式10-26得挤压强度条件： 校核键1： 键2： 键3： 所有键均符合要求。八、 联轴器的选择选择轴与电动机联轴器为弹性柱销联轴器型号为：型联轴器：公称转矩：，许用转速：，质量：。选择轴与轴联轴器为弹性柱销联轴器。型号为：型联轴器：公称转矩：，许用转速：，质量：。九、 减数器的润滑方式和密封类型的选择 1.减数器的润滑方式：飞溅润滑方式 2.选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。 3.密封类型的选择：密封件：毡圈1 30 JB/ZQ4606-86 毡圈2 40 JB/ZQ4606-86十、 箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚9机盖壁厚18机座凸缘厚度b14机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b222地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d9df，d1，d2至外机壁距离c126， 22， 18df，d2至凸缘边缘距离c224， 16轴承旁凸台半径R120凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 72外机壁至轴承座端面距离l1 32大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 11机盖、机座肋厚m1，m7， 6轴承端盖外径D290，100轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般sD2 113十一、 设计小节对一级减速器的独立设计计算及作图，让我们融会贯通了机械专业的各项知识，更为系统地认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解，同时也让我们及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地探究。十二、 参考文献1. 课本：机械设计/杨明忠 朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6 武汉理工大学出版社 2004年6月第2次印刷.2. 手册：机械设计课程设计手册/吴宗泽，罗圣国主编 编号ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.3. 指导书：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-002728-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷.