机械设计课程设计-一级直齿圆柱齿轮减速器.doc

25机械设计课程设计计算说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器 设计者： 学号： 院系： 班级： 同组者: 指导教师： 目 录一、设计任务.2 二、电动机的选择.3 三、传动装置的总传动比及其分配.4 四、计算传动装置的运动和动力参数.4 五. V带的设计. 5 六、齿轮传动的设计计算.9 七、轴的设计计算.10 联轴器的选择轴承的选择八、滚动轴承的校核.16 九、键的选择及强度校核.18 十、减速器的润滑方式和密封类型的选择.18 十一、箱体设计及附属部件设计.18 十二、端盖设计.20 十三、设计小结.22 十四、参考文献.23 一、设计任务：1.课程设计题目：直齿圆柱齿轮减速器带式输送机 传动简图如下：2.原始数据：参数 学号107输送带工作拉力F/N1950输送带速度v( m/s)1.9滚筒直径D/mm400每日工作时间T/h24传动工作年限/年5注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度误差允许5；3.设计工作量： 1）、设计说明书一份； 2）、减速器装配图A1(坐标纸、计算机绘图各一张)； 3）、绘制大齿轮及大齿轮轴零件图各一张。 4）、重点计算带、齿轮、轴 二、电动机的选择1、工作机输出功率2、滚筒轴的转速根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为 nd=Ian卷筒 =(624)90.76 =544.592178.34 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min3、传动效率：查设计手册P:5表1-7V带传动轴承：(一对)齿轮传动：联轴器：弹性联轴器卷筒：总传动效率=0.88554、工作机输入功率5、由设计手册P:167表12-1 选Y132S-4型号电动机，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）Y132S-45.514402.2 三、传动装置的总传动比及其分配1、系统总传动比 =1440/90.76=15.872、参考设计手册P:5表1-8：取V带传动，齿轮传动比四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n（r/min）减速器高速轴为轴，低速轴为轴，小带轮轴为0轴， 各轴转速为：2、各轴输入功率P（kW）3、各轴输入转矩T（N）五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定： 方案1：取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mmd2=i1d1(1-)/n2=id1(1-) =3.31100(1-0.02)=324.38mm 由表9-2取d2=340mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算： V=n1d1/（100060）=1440100/（100060） =7.536 m/s 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+340）a02（100+340） 308 a0880 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+340）/2+（340-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(340-100)57.3/398.84=155.01120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取7根A型V带计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（95.02）+0.175.022 =144.74 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取B型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=140mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =3.31140(1-0.02)=454.13mm 由表9-2取d2=470mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060） =1440140/（100060） =10.55 m/s 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（140+470）a02（140+470） 427a01220 初定中心距a0=700 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（140+470）/2+（470-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(470-140)57.3/697.9=160.0120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（2.08+0.30）1.000.95） = 2.68 故取3根B型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N综合各项数据比较得出方案二更适合六、齿轮传动的设计计算1、设计对象： 齿轮传动1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，螺旋角14度2）为尽量减少中间轴上的轴向力，选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋；3）电动机为一般工作机，速度不高，选择7级精度；4）材料选择。由机械设计表10-1（P191）选取，小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS；5）选小齿轮的齿数为则大齿轮的齿数为 2、按齿面接触强度设计按机械设计式（10-21）试算1）确定公式内各计算数值（1）试选载荷系数（2）已知小斜齿轮传递的转矩（3）由机械设计表10-7选取齿款系数（4）查机械设计图10-26得端面重合度为所以，（5）齿数比（6）由机械设计P:201表10-6查得材料弹性影响系数（7）由机械设计图9-11(p-129)得区域系数（8）由机械设计表9-1（p-124）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限（9）由机械设计式（10-13）计算应力循环次数（10）由图10-19查得（11）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S1，由机械设计式（10-12）有： （12）螺旋角系数，有计算公式得：=2）计算（1）计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数m （4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数K由机械设计表10-2查得使用系数根据，7级精度，由机械设计图10-8（P194）得由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数由机械设计表10-4查得齿向载荷分配系数由，查机械设计图10-13（P198）查得齿向载荷分配系数载荷系数（6）按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由机械设计式（10-10a）得 （7）计算法面模数3、按齿根弯曲强度设计由机械设计式（9-14）1）确定公式内各计算数值（1）由机械设计表9-1查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）查机械设计图10-18得（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由机械设计式（10-12）得（4）计算载荷系数K（5）根据纵向重合度，查机械设计课程设计（P22）的螺旋角影响系数（6）计算当量齿数（7）查取齿形系数由机械设计表9-5查得（8）查取应力校正系数由机械设计表9-5查得（9）计算大、小齿轮的,并加以比较大齿轮数值大。2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取（查机械原理p 82表6-1）已可满足弯曲强度。但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是由，取，则，取4、计算几何尺寸1）计算中心距2）按圆整后的中心距修正螺旋角 误差在5%以内，螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后，取 七、轴的设计计算由机械设计P：230表14-1选取轴的材料为45钢正火处理，硬度170217HBs，抗拉强度极限，屈服极限，弯曲疲劳极限，许用弯曲应力=60MPa1. 低速轴的设计计算(1)输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2，查机械设计P371表15-3,取:轴:选材45钢,调质处理.由机械设计P256式15-1得:联轴器的计算转矩:由表14-1,查得:,按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查设计手册表8-7, 选择轴与轴联轴器为弹性柱销联轴器公称转矩:许用转速:质量:.其公称转矩为:半联轴器的孔径:,故取:.(2)确定轴各段直径和长度 1段:为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩,故取2段的直径,左端用轴端挡圈定位半联轴器与轴配合的毂孔长度:,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:. 初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:. 取安装齿轮处轴段4的直径：，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径： 轴段6与深沟轴承连接，根据深沟轴承直径取至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接按查手册表,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,查设计手册（P106）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,此处选轴的直径尺寸公差为:.设计手册（p110）(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=236mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =409050Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2409050/236=3466N 求径向力FrFr=Fttan=3466tan20=1045NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1436.5 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 523 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 98.74 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=35.94 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=496Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=278.6Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=278.61000/(0.1603)=12.9Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=203.451000/(0.1423)=4.02 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。2. 确定输入轴的各段直径和长度(1) 故取，取处为定位轴肩，取28mm，取3处为轴承段，根据轴承孔直径取4处为定位轴肩， 小齿轮的齿根圆直径，与小齿轮的直径很接近，故做成齿轮轴，其分度圆=48mm。6处为定位轴肩， 7处为轴承段，根据轴承孔直径取 (2)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=60mm 作用在齿轮上的转矩为：T1 =88.03Nm 求圆周力：FtFt=2T1/d1=288.031000/50=3521N 求径向力FrFr=Fttan=3521tan20=1060.9NFt，Fr的方向如下图所示 （3）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1457.4N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=530.45 N（4）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62=98.17 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=35.73 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=Ft50/2=72.87 N.m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=119Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=13.97 Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=71.41000/(0.1303)=26.44 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：八、滚动轴承的校核1.轴承的选择：主轴承：一对深沟球轴承（GB/T 297-1994）从轴承：一对深沟球轴承（GB/T 297-1994）2. 校核轴承：（一）主动轴承：因为闭式齿轮选择圆柱齿轮，考虑承受载荷和承受径向力，主动轴承和从动轴承均选用深沟轴承。从动轴承：根据轴径值查机械制图教材326附录C101深沟球轴承各部分尺寸，选择深沟球轴承 2个。寿命计划：要求轴承寿命：（工作期限5年，按每年工作300天，每天工作24个小时）L=24X300x5=36000h计算选用轴承寿命 查机械零件设计手册P810表311-15 基本额定动负荷 动载荷系数 当量动载荷 温度系数 载荷系数 对球轴承寿命系数 轴承寿命合格（二）从动轴承：主动轴承：根据轴径值查机械制图教材326附录C101深沟球轴承各部分尺寸，选择深沟球轴承 2个。寿命计划：要求轴承寿命：（工作期限5年，按每年工作300天，每天工作24个小时）L=24X300x5=36000h计算选用轴承寿命 查机械零件设计手册P810表311-12 基本额定动负荷 动载荷系数 当量动载荷 温度系数 载荷系数 对球轴承寿命系数 轴承寿命合格 九、键的选择及强度校核1.输入轴：键. 2.大齿轮：键.3.输出轴：键.查机械设计表3.1， ,式6-1得强度条件:.k=0.5h校核键1：;键2：;键3：.所有键均符合要求.十、减速器的润滑方式和密封类型的选择1、 减速器的润滑方式：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。设计手册p85，表7-1，选L-CKC1003、 密封类型的选择：密封件：毡圈1 35 JB/ZQ4606-86 毡圈2 55 JB/ZQ4606-86 十一、箱体及附属部件设计设计:参考设计手册表11（铸铁减速器箱体结构尺寸），初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱盖壁厚：，取，箱体凸缘厚度：箱座，箱盖，箱底座加强肋厚度：箱座，箱盖，地脚螺钉直径：，取，型号为：螺栓GB/T M20400 （设计手册P42，表3-13） 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 20 （设计手册P48，表3-22）地脚螺钉数目：因，取轴承旁联接螺栓直径：，取常用值,型号为：螺栓GB/T 578286 M16130 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 16箱盖，箱座联接螺栓直径： ，取常用值型号为：螺栓GB/T 5782 M1040 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 10螺栓间距观察孔盖螺钉直径轴承端盖螺钉直径：起重吊耳采用吊耳环，见设计手册表11-3取尺寸d=b=18mm，R=20mm，e=15mm吊钩：取尺寸K=30mm,H=24mm,h=12mm,r=5mm,b=18mm其余尺寸参见装配图。取油标：杆式油标 M16。齿轮顶圆至箱体内壁的距离：，取,齿轮端面至箱体内壁的距离：，取窥视孔及视孔盖，参照设计手册P:161表11-4取 通气器用