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机械设计课程设计计算说明书题 目 展开式二级圆柱齿轮减速器 指导教师 院 系 班 级 学 号 姓 名 完成时间 目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献计 算 及 说 明结 果一 、 设计任务书1.1工作条件与技术要求：运动速度允许误差为5。；工作情况：减速装置可以正反转，有轻微冲击，传动零件工作总时数10000小时，检修周期500小时小修，2000小时大修；工作环境：室内，清洁；制造条件：一般机械厂，单件小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器齿轮及轴的零件图各1张（A2） 2原始数据运行阻力F（KN）：2.2运行速度V（m/s）：1.45车轮直径D (mm)：280二、传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至齿轮5，带动车轮6工作。=10000hF=1800NV=0.7m/sD=400mm展开式二级圆柱齿轮减速器三、电动机选择电动机输出功率计算方法：已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：（kw）式中为总效率式中传动系统中每一个传动副（带、链、齿轮、蜗杆）、轴承、联轴器等的效率查表得：齿轮传动效率1=0.97（2对）滚动轴承效率2=0.98（3个）联轴器传动效率3=0.99（2个）开式齿轮传动效率4=0.96=0.8332运行速度：v=1.45m/s运行阻力：F=2.2(KN)P=kw电动机所需额定功率p查表16-2得选取的电动机的型号为Y系列1000r/min电动机的具体牌号为：Y132S-6额定功率为3kw，满载转速为960r/min已知: 运行速度v=1.45m/s 满载转速为960r/min则：工作机的转速为 =98.95r/min四、计算总传动比及分配各级的传动比已知电动机满载转速为n及工作机的转速为时，总传动比等于：=9.702总传动比等于各级传动比的连乘积，即对展开式二级齿轮减速器，为保证其高低速级大齿轮浸油深度大致相近，其传动比要满足下式：4.06式中高速级传动比2.39五、运动参数及动力参数计算从减速器的高速轴开始各轴命名为轴、轴、轴。1）各轴转速计算第轴转速n=960（r/min）第轴转速n= n/ =236（r/min）第轴转速n= n/ =98.93（r/min）第轴转速n= n/=98.93（r/min）式中n电动机转速, r/min电动机至第轴传动比 -第轴至第轴，,第轴至第轴，第轴至第轴, 第轴至车轮传动比2）各轴功率计算第轴功率 P= P 2.9106(KW)第轴功率 P= P2.7668(KW)第轴功率 P= P (KW)第轴功率 P= P (KW)3）各轴扭矩计算第轴扭矩 T=9500 P/ n=28.80(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=111.16(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=252.56(N.m)第轴扭矩 T=9500 P/ n=245.03(N.m)4)各轴转速、功率、扭矩列表轴号转速n(r/min)输出功率P(KW)输出扭矩T(N.m)电机轴960328.809602.910628.802362.7668111.1698.932.6301252.5698.932.55517245.03六、传动零件的设计计算1、高速级齿轮设计：（由机械设计课本）表10-1选 小齿轮40cr调质钢，硬度为280HBS 大齿轮45正火钢，硬度为240HBS许用接触应力（由机械设计课本）由式10-12，=解除疲劳极限（由机械设计课本）查图10-21=600接触强度寿命系数应力循环次数N （由机械设计课本）由式10-13得小齿轮循环次数N1=60.nj.=5.76N2=1.419x108（由机械设计课本）查图10-18得=1.05=1.15接触强度最小安全系数取=1.25则=1.05/1.25=504=1.15/1.25=506则 =506许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式10-12，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图10-20，双向传动乘以0.7=500=400弯曲强度寿命系数（由机械设计课本）查图得YN=1弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图得(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=2则=250=200确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度V=2.5010（由机械设计课本）参考表10-8选取公差组8级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式10-9得齿宽系数（由机械设计课本）参考表10-7=0.8按齿轮相对轴承为非对称布置小轮齿数=39大轮齿数=.i=158.12圆整158， 齿数比u=4.06小轮转矩 =28.80初定螺旋角载荷系数-使用系数（由机械设计课本）查表10-2.25-动载系数 由推荐值 1.051.4-齿间载荷分配系数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2=1.815材料弹性系数（由机械设计课本）查表10-6锻钢 节点区域系数查图10-30 重合度系数 由推荐值0.750.88 ， =0.87螺旋角系数故=60.19mm法面模数取标准中心距=147.75圆整a=148分度圆直径mm圆周速度v=/60000=3.0144m/s齿宽b=48.15圆整 =48大轮齿宽=48小轮齿宽 （由机械设计课本）由式10-16得应力修正系数（由机械设计课本）查表10-5小轮大轮齿形系数 小轮 大轮不变位时，端面啮合角重合度重合度系数螺旋角系数选0.89 大齿分度圆直径d2=mz2=12x158=316mm根圆直径 df1=d1-2hf=73mm df2=d2-2hf=311mm顶圆直径 da=d1+2ha=82mm da2=d2+2ha=320mm2、低速级齿轮设计：（由机械设计课本）表10-1选 小齿轮40cr调质钢，硬度为280HBS 大齿轮45正火钢，硬度为240HBS许用接触应力（由机械设计课本）由式10-12，=解除疲劳极限（由机械设计课本）查图10-21=600接触强度寿命系数应力循环次数N （由机械设计课本）由式10-13得小齿轮循环次数N2=60JLhn2=1.419x108N2=5.94x107（由机械设计课本）查图10-18得=1.15=1.25接触强度最小安全系数取=1.25则=552=550则 =552许用弯曲应力 （由机械设计课本）由式10-5a，弯曲疲劳极限 （由机械设计课本）查图10-20，双向传动乘以0.7=500=400弯曲强度寿命系数（由机械设计课本）查图6-8YN=1弯曲强度尺寸系数（由机械设计课本）查图6-9(设模数m小于5mm)=1弯曲强度最小安全系数=1.4因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度（由机械设计课本）参考表10-8选取公差组8级小轮分度圆直径，（由机械设计课本）由式10-9得齿宽系数（由机械设计课本）参考表10-7（1）按齿轮相对轴承为非对称布置（2）小轮齿数（3）大轮齿数Z2=59.89取整Z2=60（4）齿数比u=Z1/Z2=2.39（5）小轮转矩（6）初定螺旋角（7）载荷系数-使用系数（由机械设计课本）查表10-2.25-动载系数 由推荐值 1.051.4P=kw电动机的型号Y132S-64.062.39=600N1=60.nj.=5.76N2=1.419x108=1.05=1.15=1.25=1.05/1.25=588=1.15/1.25=506=378=294YN=1=1=250=200=0.8=39=158=1.815.5a=148 =48mmd2=mz2=12x158=316mmdf2=d2-2hf=311mmda=d1+2ha=82mm da2=d2+2ha=320mmdf1=d1-2hf=73mm=600=1=1.4-齿间载荷分配系数 1.01.2-齿向载荷分布系数 由推荐值1.01.2材料弹性系数（由机械设计课本）查表10-6 锻钢 节点区域系数查图10-30 重合度系数 由推荐值0.750.88 ，故+5.31=79.41mm法面模数m=d/z=3.05 m=4中心距+13=169.57mm取整 a=170mm分度圆直径d1=mz1=100mm圆周速度=09281m/s齿宽大轮齿宽 小轮齿宽 （由机械设计课本）由式10-16应力修正系数（由机械设计课本）查表10-5小轮大轮齿形系数 小轮大轮重合度a=0.318d=2.315重合度系数Y=0.25+0.75/=0.5739故改178.9 改为188.5大齿分度圆直径d2=mz2=240mm根圆直径 df1=d1-2hf=90mm df2=d2-2hf=230mm顶圆直径 da1=d1+2ha=108mm da2=d2+2ha=248mma=156mm 八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=10000h1输入轴承的选择与计算由轴的设计知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1021.6 N，=0，=3 ，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表15-2）知深沟球轴承6206的基本额定动载荷C=19500N，基本额定静载荷=11500N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按机械设计课本（表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1225.92N 3）验算轴承寿命 =69852.9h=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62062轴II上的轴承选择与计算由轴II的设计已知，初步选用深沟球轴承6005，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=748.59N，=0，=3，n=236.45r/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表15-2）知深沟球轴承6005的基本额定动载荷C=10000N，基本额定静载荷=5850N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按机械设计课本（表13-6），取=1.2， P=（X+Y）=898.3N3）验算轴承寿命 97239h=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6005 3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2239.7 N，=0，=3 ，转速n=98.93/min1）查滚动轴承样本课程设计指导书（表13.3）知圆锥滚子轴承32011的基本额定动载荷C=17000N，基本额定静载荷=11800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=2239.7N3）验算轴承寿命 =73723h=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴I的设计知初步选用键A628，=28.80 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=25mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.56mm=3mm。由式可得 =40.4MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A6282齿轮1与轴I的键连接 1) 由轴I的设计知初步选用键A1240，=28.80 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课程设计课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=34mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6mm。由式可得 =7MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A12403齿轮2与轴II的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键A1036，=111.16 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=31mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =56MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A10364齿轮3与轴II的键连接1) 由轴II的设计知初步选用键A1070，=111.16 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =26.72MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键A10705齿轮4与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键A1270，=252.56 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=64mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式可得 =46.98MPa=110MPa 可见连接的强度足够，选用键