机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书 零件图和装配图

1、目录 3 一、传动方案拟定4 二、电动机的选择5 三、计算总传动比及分配各级的传动比5 四、运动参数及动力参数计算6 五、传动零件的设计计算13 六、轴的设计计算21 七、滚动轴承的选择及校核计算24 八、键连接的选择及计算25 九、参考文献 25十、总结机械设计课程设计计算说明书 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境 清洁。F=1175N V=1.65m/s D=260mm =0.8549 总P=2.02 工作n= 44.59r/min筒n=1550r/m

2、in 电动机型号： Y100L2-4i = 31.85总F=1175N始数据：运输带传递的有效圆周力，（2） 原算直径V=1.65m/s，滚筒的计运输带速度300天计，2D=260mm，工作时间8年，每年按 8小时）班工作（每班6543124-联轴器3-减速器5-滚筒2-带传动6-传送带1-电动机 二、电动机选择 系列三相异步电动机1、电动机类型的选择： Y、电动机功率选择：2 ）传动装置的总功率：（13=滚筒齿轮轴承 联轴器总带3=0.950.9920.970.990.96 =0.8549 (2)电动机所需的工作功率： P=FV/（1000） 总工作= 0.960)1.65/(1000117

3、5=2.02 i=3 齿轮i= 10.61带n=n=473r/min I电机n= 127.58r/min IIn=44.60r/min IIIP=P=2.592KW I工作P=2.413KW IIP=2.247KW IIIT=51.25 Nm IT=178.90Nm IIT=473.35Nm IIIk=1.2 AP=6.6KW C选用z型V带 d=90mm d1d=264.6mm d2 =265mmd取d2 482.26/min=n2V=6.69m/s 带速a=532.5mm 0取a=535mm 0L=1622.4mm 03、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n=601000V/D筒100

4、0?60?0.7= 44.59r/min?300按手册P725表14-34推荐的传动比合理范围，=840。取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=24，则总传动比理时范围为取V带传动比i1i=620。故电动机转速的可选范围为n=inaad筒=（620）47.75=286.5955r/min 符合这一范围的同步转速有1500r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表14-5查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1500r/min?。 、确定电动机型号4根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，。 的三相异步电

5、动机选定型号为Y100L2-4其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 i、总传动比：11420/44.59=n/n筒总电动31.85 取L=1800mm da=621mm 00（适=163.851201用） =1.41KW P0P=0.09KW 0K=0.98 K=1.11 LZ=6.94 取7根 F=54.1N 0F=749.9N Q=700Mpa Hlim1=610Mpa Hlim2=600Mpa Flim1 =460Mpa Flim2=700.0Mpa 1H=610Mpa 2HS=1.25 F=50

6、0Mpa 1F=380Mpa 2FT=140013Nmm 12、分配各级传动比 =3 i（1） 据手册P725表14-34，取齿轮轮齿 （单级减速器i=35合理）i （2） i=i齿轮总带i=i/i 齿轮带总=10.61 17.05/3.0 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min）in/n473.33r/min ? 1420/3.00m?nin/127.58r/min ?473.33/3.711nni/2.86=44.60 r/min 127.58?/?22、 计算各轴的功率（KW） 2.700.962.592kW ?pPd1?2.5920.980.952.413kW ?pP

7、23?2.4130.980.95?PP232.247kW 3、 计算各轴扭矩（Nmm） P电 =9550动机轴的输出转矩=9550dTdnmm N2.7/1420=18.16 0.96=52.30 3.0: =18.16所以?iTT0d1 Nm=52.303.710.96?iTT2110.98=182.55 Nm =182.552.860.98?TiT3220.95=486.07Nm 0.98=52.300.98=51.25 输出转矩：Nm?TT传动比i=5 齿 Z =28 1Z=104 2i=135/27=3.25 0u=i=3.25 0=1.0 dk =1.98 Z=189.8 EZ=2.

8、5 Hd= 52.69mm 1m=2mm =56mm d1=208mm d2=60mm da1=212mm da2b=57mm b=62mm 1中心距a=137mm Y=2.592 Fa1=1.596 YSa1=2.211 YFa2Y=1.774 Sa20.98=182.550.98=178.90 Nm ?TT 0.98=473.35Nm0.98=486.07?TT五、传动零件的设计计算 1、皮带轮传动的设计计算 （1）、选择普通V带截型 =1.1 k得：表13-8由课本P218AP=KP=1.12.7=2.97KW AC z型V带由课本P219图13-15得：选用 2）、确定带轮基准直径，并

9、验算带速 （推荐的图13-15得，由机械设计课程设计P21975140mm 小带轮基准直径为=90mm =140mmdd则取mind1，取13-9由机械设计课程设计P219表=264.6mm dd2 实际从动轮转速/ddn=nd2 1d1290/265=482.26r/min =1420 V：带速1000) V=d/(60n1d11000) 90*1420/(60=6.69m/s 在525m/s范围内，带速合适。a 、确定(3)LV带基准长度和中心矩d=307.14Mpa F1=252.43 F2C=115 d=30mm d=30mm 1L=60mm 1d=36mm 2B=18mm =98mm

10、 L2=42mm d3= 50mm L3=48mm d4=21mm L4=40mm d5=19mm L5L=111mm =54mm d1mm T=140013N1Ft=5185.667N Fr=1887.428N =943.714N FAY=2592.834N FAZ初步选取中心距 (90+265)=532.5mm =1.5=1.5a（d+d）201=535mm 取a0) +d2(da+d符合0.7(d)d2d2d1d10 得带长：由机械设计基础P2202 /4a)+(d+1.57(d=2a+d-d)L0d1d2d1d2002/（4532.5+1.57(90+265)+(265-90) =25

11、35） =1622.4mm 表（13-2）对A型带 根据机械设计基础P212L=1800mm 取d）得：式（13-16 根据机械设计基础P220（L-L）/2 aa+0d01800-1622.4=532.5+（）/2 =621mm (4)验算小带轮包角5（）确定带的根数 Z 13-3P214根据机械设计基础表（） =0.35KW P0）13-5 表（P216根据机械设计基础P=0.03KW 0P217根据机械设计基础）13-7表（ M=52.376Nm C1M=143.902Nm C2M=153.137Nm CT=133.013Nm Mec=186.478Nm e=25.169MPa d=48

12、mm d=48mm 1L=82mm 1d=54mm 2L=86mm 2d=62mm 3L= 50mm 3d=68mm 4L=21mm 4d=54mm 5L=23mm 5L=115mm T=132988.8Nmm 3Ft=985.102N Fr=358.548N F=179.274N AXK=0.954 ）根据机械设计基础P212表（13-2 K=1.18 L13-15由机械设计基础P218式（） 得 =PZ=P/P/(P+PK )KLC00C0根取7 (6)计算轴上压力由机械设计基础P212表13-1查得带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力： 则作用在轴承的压

13、力F，由机械设计基础P221Q式（13-18） Z 1800 GB/T11544-1997 V带标记 齿轮材料，热处理及精度故大小考虑此减速器的功率及现场安装的限制， 齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 ）齿轮材料及热处理（1钢调质，齿面硬度45#? 材料：小齿轮选用=24 取小齿数为小齿轮 280HBS Z1大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取i121Z=90 2 齿轮精度 齿根喷丸强化。级，7选择，1998GB/T10095按F=492.551N AZM=10.308Nm C1M=28.322Nm C2M=30.140Nm CMec=512

14、.780Nm e=21.516Mpa 轴承预计寿命24000h F=1763.127N S1F=1763.127N A1F=1763.127N A2P=2852.117N 1P=2852.117N 2L=149994h24000h H预期寿命足够 =334.934N F=FS2S1=541.806N P1=541.806N P2=125273 h 24000h Lh此轴承合格 轴径d=30mm 1L=60mm 18 C 10键初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计: 确定各参数的值=1.6 试选Kt=2.433 查课本选取区域系数 ZH 由课本 ?820.?78.?0?2?1 则?61

15、.?0.78?0.82? 由课本公式计算应力值环数30028473.33=60nNj =601（Lh11 8）h =1.09109即数比,h 10 #(3.25为齿= N=4.4582Z) 3.25=2Z1查课本图得：K=0.93 K=0.96 2?1?齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得: ?K=0.93=550=511.5 1H1HNlim?MPa1HS?K=0.96450=432 = 2HHN2lim?MPa2HS许用接触应力 查课本由表得： =189.8MP ZaE 由表得: =1 ?dT=95.510=95.51055n/P112.47/473.33 N.

16、m =6.4104 3.设计计算 d小齿轮的分度圆直径t1=344.712.433?189.2?16?640?10.8 2mm.84?()5375.47171.36.1?1=44.61Mpa p轴径d=42mm 3L=50mm 3键128 =41.92Mpa p键1610 =67.72Mpa p计算圆周速度 ?计算齿宽b和模数 mnt计算齿宽b b=53.84mm ?d?td1计算摸数m n 初选螺旋角=14 ?cosd53.84?cos14 =t1mm.18?2mntZ241b 计算齿宽与高之比h齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 mmmntb53.84 =11.96 =h4.5

17、计算纵向重合度 =0.318=1.903 ?14?tan318.?1?tan24?01d?计算载荷系数K 使用系数=1 KA根据,7级精度, 查课本由表10-8Ps/v?1.62m192得 动载系数K=1.07, V查课本由表10-4得K的计算公式: P194?H22+0.2310b K= 3?)1.601?.12?0.18(?Hdd =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.23103?53.84=1.54 =1.35 得查课本由表10-13: KP195?F=1.2 得: K=表查课本由10-3 KP?HF193: 故载荷系数 K =11.071.2 KKK K ?H?H1.54=1.

18、98 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径31.983=57.08 =dd=53.84KK/mmtt116.1计算模数 mn?cosd57.08?cos14 =1mm342?.mnZ2414. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 32?cos2KTYYY?1 ?F?Sm)(n2?Z1Fad 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kNm ? 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z24，zi z3.71 2489.04 传动比误差? iuz/ z90/243.75 i15，允许 ?计算当量齿数 ?26.27? 24/ cos14zz/cos3 ? 98.90 90/ cos14zz/co

19、s3 ? 初选齿宽系数 ? 按对称布置，由表查得1 ? 初选螺旋角 14? 初定螺旋角 K 载荷系数? K=11.07K K K1.21.35K 1.73 ? 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表得: 齿形系数Y2.592 Y2.211 1.774 ?应力校正系数Y1.596? Y ? 重合度系数Y 1.88-3.2为似近度合重面端 11）1.883.2（1/24?cosZZ211/90）cos141.66 ? arctg（tg/cos）arctg（tg20 /cos14）20.64690 ? 14.07609 因为/cos，则重合度系数为Y 0.673 0.25+0.75 cos/?

20、螺旋角系数Y o1484?sin53. ?轴向重合度 ?34?2.1.77 Y11.77*14/1200.79 YFSF ? 计算大小齿轮的 ?F查课本由表得到弯曲疲劳强度极限? 小齿轮 大齿轮 ?MP?380?500MPaFF2aFF1查课本由表得弯曲疲劳寿命系数: K=0.86 K=0.93 2FN1FN 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ?K0.86?500 =1FFFN1?14307.?1FS1.4?K0.93?380 =2FFFN2?43.?252?2FS1.4大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模

21、数，按nGB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同n需要按接触疲劳强度算得的分时满足接触疲劳强度，度圆直径d=57.80来计算应有的齿数.于是由: mm1?14?cos57.80z=28.033 取z=28 11mn那么z=3.7128=103.88=104 2? 几何尺寸计算 计算中心距 (z?z)m(28?104)2=a=136.08 n12mm?cos214cos2?将中心距圆整为137 mm按圆整后的中心距修正螺旋角 (?)m(28?104)?2 =arccos?n2156.?18?arccos?2?1362.08因值改变不多,故参数,等不必修正. ?Zk?h?计算

22、大.小齿轮的分度圆直径 zm28?2=58.95 d=n1?mm1?cos18cos.06zm104?2=218.95 d=n2?mm2?06cos.cos18计算齿轮宽度 B= mm95?mm58.?d1?58.901圆整的 62?BB?5712六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217255HBS 根据课本机械设计基础P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115 1/31/3mm=27.19mm =113 (3.325/238.727)C(P/n)d ，则5%考虑有键槽，将直径增大d=24.80(1+5%)mm=28.55 选d=30mm 2、

23、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 段：d=30mm 长度取L=60mm 11h=2c c=1.5mm II段:d=d+2h=30+221.5=36mm 12d=36mm 2初选用7208c型角接触球轴承，其内径为d=40mm, 宽度为B=18mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有

24、一定距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L=（2+21+18+57）=98mm 2III段直径d=42mm 3L= 50mm 3段直径d=48mm 4由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d=d+2h=42+23=48mm 34长度与右面的套筒相同，即L=21mm 4但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（40+32）=46mm 因此将段设计成阶梯形，左段直径为41mm 段直径d=40mm. 长度L=19mm 55由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm (3)

25、按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d=54mm 1求转矩：已知T=140013Nmm 1求圆周力：Ft 根据课本机械设计基础P168（11-1）式得 Ft=2T/d=2140013 /54=5185.667N 11求径向力Fr 根据课本机械设计基础P168（11-2）式得 0=1887.428N tan20Fr=Fttan=5185.667因为该轴两轴承对称，所以：L=L=55.5mm BAa 绘制轴受力简图，如图(1)(2)绘制垂直面弯矩图，如图b 轴承支反力： F=F=Fr/2=943.714N BYAYF=F=Ft/2=2592.834N BZAZ由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截

26、面C在垂直面弯矩为 -3)/2=52.376N10m L/2=(943.714M=F111AyC1(3)绘制水平面弯矩图，如图c 截面C在水平面上弯矩为： M=FL/2 AZC2=2592.83411110/2 -3=143.902Nm (4)绘制合弯矩图，如图d M=(M+M)1/2 22C2CC1=(52.376+143.902)1/2 22=153.137Nm (5)绘制扭矩图（如图e） （P/n） 610转矩：T=9.5522=133.013Nm (6)绘制当量弯矩图,如图f 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 处的当量弯矩：C，截面0.8=Mec=M+(T) 1/222C=1

27、53.137+(0.8133.013)=186.41/22278Nm (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） 3 e=Mec/0.1d3-3 3 )4210=186.478/(0.1=25.169MPa =60MP b-1该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质钢，硬度217255HBS 根据课本机械设计基础P245，表（14-2）取C=113 1/31/3=45.896mm =113(3.199/47.745)C(P/n)d33取d=48mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴

28、肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以 轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 段：d=48mm 长度取L=82mm 11h=2c c=1.5mm II段:d=d+2h=48+221.5=54mm 12d=54mm 2初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm, 宽度为21mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为42mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L=（2+21+21+42）=8

29、6mm 2III段直径d=62mm 3L= 50mm 3段直径d=68mm 4由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d=d+2h=62+23=68mm 34长度与右面的套筒相同，即L=21mm 4段直径d=54mm. 长度L=23mm 55由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm 按弯扭复合强度计算 (3)求分度圆直径：已知d=270mm 2求转矩：已知T=132988.8Nmm 3求圆周力Ft：根据课本机械设计基础P168（11-1）式得 Ft=2T/d=2132988.8/270=985.102N 23求径向力Fr根据课本机械设计基础P168（11-1a）式得 00=35

30、8.548N tan20tan20=985.102Fr =Ft两轴承对称 L=L=57.5mm BA(1)求支反力F、F、F、F BZAXBYAZF=F=Fr/2=358.548/2=179.274N BYAXF=F=Ft/2=985.102/2=492.551N BZAZ (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 -3)/2=10.308Nm 11510=FML/2=(179.274AxC1(3)截面C在水平面弯矩为 -3)/2=28.322Nm 10=FL/2=492.551115MAZC2(4)计算合成弯矩 221/2 +MMM=（）C2CC1221/2 ）（ =10.

31、308+28.322m =30.140N(5)计算当量弯矩：根据课本机械设计基础P246得=0.8 221/2 T)+(Mec=MC221/2 639.867)=30.140+(0.8 =512.780Nm (6)校核危险截面C的强度 3） （0.1de=Mec/-3 3 10)=512.780/0.1(62=21.516Mpa=60Mpa b-1此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命： 830010=24000小时 1、计算输入轴承 （1）已知n=238.727r/min 两轴承径向反力：F=F=2592.834N R2R1初先两轴承为角接触球轴承7208C型

32、 根据课本机械设计基础P281（16-12）得轴承内部轴向力 F=0.68F RS则F=F=0.68F=1763.127N R1S1S2 (2) F+Fa=F Fa=0 S2S1故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 F=F=1763.127N F=F=1763.127N S2A1A2S1 (3)求系数x、y F/F=1763.127/2592.834=0.68 R1A1F/F=1763.127/2592.834=0.68 R2A2根据课本机械设计基础P280表（16-11）得e=0.68 F/Fe x=1 F/F24000h 预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知n=47.745r/min Fa=0 F=F=492.551N AZR试选7209C型角接触球轴承 根据课本机械设计基础P281表（16-