机械设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书 机械设计课程设计计算说明书设计题目一级圆柱齿轮减速器学院（系）：机械工程学院专 业： 机械设计制造及其自动化班 级：姓 名：学 号：指导老师：完成日期： 第 26 页 共 20 页目 录 第一部分 绪论1 第二部分 课题题目及主要技术参数说明2 2.1 课题题目2 2.2 主要技术参数说明2 2.3 传动系统工作条件2 2.4 传动系统方案的选择2第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3 3.1 减速器结构 3 3.2 电动机选择4 3.3 传动比分配4 3.4 动力运动参数计算4第四部分 齿轮的设计计算5 4.1 齿轮材料和热处理的选择5 4.2 齿轮几何尺寸

2、的设计计算5 4.3 齿轮的结构设计8第五部分 轴的设计计算9 5.1 轴的材料和热处理的选择9 5.2 轴几何尺寸的设计计算9 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径9 5.2.2 轴的结构设计10 5.2.3 轴的强度校核14第六部分 轴承、键和联轴器的选择15 6.1 轴承的选择及校核15 6.2 键的选择计算及校核16 6.3 联轴器的选择16第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算17 7.1 润滑的选择确定17 7.2 密封的选择确定 17 7.3减速器附件的选择确定17 7.4箱体主要结构尺寸计算17 第八部分 总结19参考文献20计 算 及 说 明计算结果第一部

3、分 绪论本论文主要内容是进行一级直齿圆柱齿轮减速器的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确

4、的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。计 算 及 说 明计算结果第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器。2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=1200N，输送带的工作速度V=1.7 m/s，输送机滚筒直径D=270 mm。2.3 传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，三班制工作，每班工

5、作四小时，空载启动，工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。2.4 传动系统方案的选择图一 带式输送机传动系统简图计 算 及 说 明计算结果第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构 3.1.1 减速器各部位及附属零件的名称和作用（1）窥视孔和窥视孔盖（2）放油螺塞（3）油标（4）通风器（5）启盖螺钉（6）定位销（7）调整垫片（8）环首螺钉、吊环和吊钩（9）密封装置3.1.2 机体结构部分式机体3.2 电动机选择 按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。3.2.1 工作机的功率Pw Pw=FV/1000=1.

6、21.7=2.04kw3.2.2 总效率总总=带齿轮联轴器滚筒轴承3 =0.960.980.990.970.992 =0.893.2.3 所需电动机的功率PdPd=Pw/总=2.04/0.89=2.29KW3.2.3 工作转速 电动机工作转速：nW=60V1000/D =601700/(3.14270)=120.25r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i带=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i齿轮=（3-6）,总的传动比范围为： i=i带i齿轮 = (24) (36)=624 n=in =(624) 120.25=721.52886r/min 在该范围内

7、电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：Y132S-6Pw=2.04kw总=0.89Pd=2.29KWnW =120.25r/min电动机行型号为：Y132S-6计 算 及 说 明计算结果3.3 传动比分配Y132S-6同步转速：1000r/min 满载转速：nm=960r/min额定功率：P额=3KW3.3.1 总传动比i总= nm /nw=960/120.25=8.0 为使V带传动的外部尺寸不至于过大， 初选带传动i带=3i齿轮= i总/ i带=8/3=2.673.4 动力运动参数计算3.4.1

8、 各轴的转速 n0=nm n1=n0/ i带=960/3=320 r/min n2=n1/i齿轮=320/2.67=119.85 r/min n3=n2=119.85 r/min3.4.2 各轴的功率 P0=Pd=2.29KW P1=P0带=2.290.96=2.20 KW P2=P1齿轮轴承=2.200. 980.99=2.13 KW P3=P2联轴器轴承=2.130.990.99=2.09 KW3.4.3 各轴的转矩 T0=9. 55106Pd/nm=22780.73Nmm T1=T0带i带=27780.730.963=65608.5 Nmm T2=T1齿轮轴承i齿轮=T10980.992

9、.67=169954.49 Nmm T3=T2联轴器轴承i齿轮i带=T20.990.992.673=1334244.88 NmmP额=3KW同步转速：1000r/min 满载转速：nm=960r/min额定功率：P额=3KWi总=8.0i带=3i齿轮=2.67n1=320 r/minn2=119.85 r/minn3=119.85 r/minP0=2.29 KWP1=2.20 KWP2=2.13 KWP3=2.09 KWT0=22780.73NmmT1=65608.5NmmT2=169954.49NmmT3=1334244.88 Nmm计 算 及 说 明计算结果第四部分 齿轮的设计计算4.1

10、齿轮材料和热处理的选择运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按齿面接触强度设计 已知=2.2KW =320r/min u=2.67 选小齿轮齿数z1=24 z2=2.6724=65 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即（1） 确定各公式内的个计算数值1 试选载荷系数Kt=1.32 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105P1/n1=95.51052.2/320=6.566104

11、 Nmm3 由表10-7选取齿宽系数d=1。4 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。5 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa6 由式10-13 计算应力循环次数=60n1jLh=603201(3430010)=1.3824109 =1.3824109/2.67=5.1781087 由图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=1.08 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 = KHN1/S=0.9600=540MPa = KHN2/S=155

12、0=550MPa（2） 计算=56.566mmKt=1.3T1=6.566104 Nmm=600MPa=550MPa =540MPa=550MPa 计 算 及 说 明计算结果1 试算小齿轮分度园直径d1t，代入H中较小值2 计算圆周速度vv=n1/(601000)=56.566320/60000=2.98m/s3 计算齿宽b b=dd1t=156.566=56.566mm4 计算齿宽与齿高之比b/h=/z1=2.357mmh=2.25=2.252.357=5.303mmb/h=10.675 计算载荷系数 根据v=2.98m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.10 直齿轮，KH=K

13、F=1 ；由表10-2 查得使用系数KA=1 由表10-4用插值法差得7级精度小齿轮相对支承非对称位置时KH=1.420 由b/h=10.67，KH=1.420，查图10-13得KF=1.30，故载荷系数 K=KAKv KHKH=11.111.420=1.5626 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 7 计算模数 m=d1/z1=60.126/24=2.51mm4.2.2 按齿根弯度强度计算 由式10-5得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=550MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa2 由

14、图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.883 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得d1=60.136mmv=2.98m/sb=56.566mmb/h=10.67K=1.562d1=60.136mmKFN1=0.85KFN2=0.88计 算 及 说 明计算结果F 1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4=303.57MPaF 2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4=238.86MPa4 计算载荷系数K K=KAKv KFKF=11.111.3=1.435 查取齿形系数 由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.26

15、6 由取应力校正系数 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.747 计算大，小齿轮的YFaYSa/F并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/F2=2.261.74/238.86=0.01646 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模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.75并就近圆整为标准值m=1.5mm，强度算得的分度圆直径d1=60.136mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=60.136

16、/1.5=40z2=2.67400=1074.2.3 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m=401.5=60mm d2=z2m=1071.5=161mm（2）计算中心距 a=(d1d2)/2=(60+161)/2=110.5mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=160=60mmB2=60mm B1=65mmK=1.43YFa1=2.65 YFa2=2.26YFa1YSa1/F1=0.01379YFa2YSa2/F2 =0.01646=1.75mmz1=40z2=107B2=60mm B1=65mm计 算 及 说 明计算结果4.3 结构设计及绘制齿轮零件图从动齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于

17、160mm，而小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。查设计手册D4=45mm由机械设计P231公式可得da2=d2+2ha=161+4=165mmD1=107mm，D2=21.5mm，D3=64mm，D0=150mm，n1=0.75B=60mm主动齿轮，机械设计P231da1=m（Z+2）=1.5（40+2）=63mm故采用齿轮轴图二 大齿轮结构图D1=107mm，D2=21.5mm，D3=64mm，D0=150mm，n1=0.75B=60mm计 算 及 说 明计算结果第五部分 轴的设计计算输出轴： P2=2.13KW,n2=119.85r/min,T2=169954.49 NmmFt2=2

18、169954.49/161=2111NFr2=Ft2tan=2111tan20=768N输入轴：P1=2.20KW，n1=320r/min,T1=65608.5 NmmFt1=265608.5/60=2187NFr1=Ft1tan=2187tan20=796N5.1 轴的材料和热处理的选择选取轴的材料为45钢，调质处理。5.2 轴几何尺寸的设计计算5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径输出轴：先按式15-2初步估算轴的最小直径。根据表15-3，取Ao=110，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2.为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号

19、。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故选KA=1.3，则Tca=KAT2=1.3169954.49=220940 Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或机械设计简明手册，选用YL8型联轴器，其公称转矩为250000 Nmm。半联轴器的孔径d=32mm，故d1-2=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=82mm。输入轴：先按式15-2初步估算轴的最小直径。根据表15-3，取Ao=110，于是得 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2.为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器

20、型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表14-1，考虑到转矩变化很dmin=28.7mmTca=220940 NmmYL8型联轴器d1-2=32mmL=82mmdmin=20.9mm计 算 及 说 明计算结果小，故选KA=1.3，则Tca=KAT1=1.365608.5=85291.05 Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或机械设计简明手册，选用GY3型联轴器，其公称转矩为112000 Nmm。半联轴器的孔径d=22mm，故d1-2=22mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=52mm图三 输出轴装配图5.2.2 轴的结构设计输出轴：（1）拟

21、定轴上零件的装配方案选用机械设计图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=38mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=82mm，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1-2段长度应比L略短一些，现取l1-2=80mm。2 初步选择滚动轴承。轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=38mm，查机械设计简明手册选定轴承型号为6208 40mm80mm18mm,故d3-4=d7-8=4

22、0mm，而l7-8=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械设计简明手册查得深沟球轴承6208的D1=47mm因此，取d6-7=47mm。Tca=85291.05 NmmGY3型联轴器d2-3=38mml1-2=80mmd2-3=38mmd3-4=d7-8=40mm轴承型号为6208l7-8=18mm计 算 及 说 明计算结果3 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l4-5=56mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则

23、轴环处的直径d5-6=53mm，轴环宽度b1.4h，取l5-6=6mm，4 轴承端盖的总宽度为15mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=15mm，故取l2-3=30mm。5 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=18mm，直齿圆柱齿轮轮毂长L=60mm，则l3-4=T+s+a+(60-56)=18+8+16+4=46mml6-7=a+s-l5-6=16+8-6=18mm至此，已初步确定了轴的各段直径长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联

24、轴器与轴的周向定位均采用平键连接。d4-5=由机械设计表6-1查得平键截面bh=14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时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H7/n6，同样，半联轴器与轴的选择，选用平键为10mm8mm长为70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角1.245，各轴肩处的圆角半径如轴的结构图所示。（5）求轴上的载荷如图五，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=63+63=126mm，做出轴的弯矩图和扭矩图。支

25、反力FNH1=FNH2= Ft/2=1055.5N， F NV1=F NV2=384N弯矩MH=68607.5 Nmm，Mv=24960 Nmm总弯矩M=68607.52+249602=73006 Nmm扭矩 T2=169954.49 Nmm装配图如图三d6-7=47mml4-5=56mmd5-6=53mml5-6=6mml2-3=30mml3-4=46mml6-7=18mmFNH1=FNH2= Ft/2=1055.5N， F NV1=F NV2=384NMH=68607.5 Nmm，Mv=24960 NmmM=73006 NmmT2=169954.49 Nmm计 算 及 说 明计算结果图四

26、输出轴的载荷分析图图五 输出轴结构图计 算 及 说 明计算结果输入轴：（1）拟定轴上零件的装配方案选用机械设计图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=52mm，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1-2段长度应比L略短一些，现取l1-2=50mm。2 初步选择滚动轴承。轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=28mm，查机械设计简明

27、手册选定轴承型号为6206 30mm62mm16mm,故d3-4=d7-8=30mm，而l7-8=16mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械设计简明手册查得深沟球轴承6206的D1=36mm，因此，取d6-7=36mm。3 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=35mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm,又因为齿轮采用的事齿轮轴结构，故取l4-5=65mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=3mm，则轴环处的直径d5-6=41mm，轴环宽度b1.4h，取l5-6=5mm，4 轴承端盖的总宽度为15mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承

28、添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=15mm，故取l2-3=30mm。5 考虑到要和输出轴相对应，所以两个轴承之间的距离应为104mm，则l3-4=（104-65）/2+16=19.5+16=35.5mml6-7=19.5-5=14.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的连接采用齿轮轴，半联轴器与轴的选择，选用平键为6mm6mm长为32mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角145。d2-3=28mm

29、l1-2=50mmd3-4=d7-8=30mml7-8=16mm轴承型号为6206d6-7=36mml4-5=65mmd5-6=41mml5-6=5mml2-3=30mml3-4=35.5mml6-7=14.5mm计 算 及 说 明计算结果（5）求轴上的载荷如图，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=67+67=134mm，做出轴的弯矩图和扭矩图。支反力FNH1=FNH2= Ft/2=1093.5N， F NV1=F NV2=398N弯矩MH=73264.5Nmm，Mv=26666 Nmm总弯矩M=73264.52+266662=77966.4 Nmm扭矩 T2=65608.5 Nmm5.2.3

30、 轴的强度校核输出轴：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计式15-5及上表中的数据，以及轴的单项旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 -1=60MPa。因此ca-1，故安全。输入轴：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计式15-5及上表中的数据，以及轴的单项旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 -1=60MPa。因此ca36000h所以预期寿命足够,轴承符合要求（2）高速轴承的校核选用620

31、6型深沟型球轴承。 轴承的当量动负荷为平P=fp(XFr+YFa)由机械设计P321表13-6查得，fp1.21.8，取fp=1.5。 因为Fa1=0N，Fr1=796N，则 P=fpXFr 查机械设计P321表13-5得，X=1 ，Y=0。所以，P=1.51796=1194N查机械设计p320表13-4得：ft=1 ， 查机械设计p405得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，C=19.5KN 则L=16670/n(ftC/P)3=16670/320(119500/1194)3=2.5105h36000h所以预期寿命足够,轴承符合要求fp=1.5P=1152Nft=13C=29.5KNL=2.310

32、6hfp =1.5P=1194Nft =13C=19.5KNL=2.5105h计 算 及 说 明计算结果6.2 键的选择计算及校核（1） 低速轴两键的校核 查机械设计P106 表6-2得p=80MPa1 低速轴装齿轮轴段的键的校核p1=2T103/kld=216994.49/4.53145= 5.4MPap=80MPa2 低速轴装联轴器轴段的键的校核p2=2T103/kld=216994.49/46032=4.4MPap=80MPa（2） 高速轴装联轴器轴段的键的校核 p3=2T103/kld=265608.5/32622=76.4MPap=80MPa6.3 联轴器的选择低速轴：选用凸缘联轴器

33、YL8轴的转速n2=119.85r/min,查机械设计简明手册P197 查得许用转速为13000r/min,所以n213000r/min所以符合要求高速轴：选用凸缘联轴器GY3轴的转速n1=320r/min,查机械设计简明手册P197 查得许用转速为9500r/min,所以n19500r/min所以符合要求p1= 5.4MPap2=4.4MPap3=76.4MPa计 算 及 说 明计算结果第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定1.齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 2. 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为1m/s 2m/s，所以选

34、用轴承内充填油脂来润滑。 3. 润滑油的选择 齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。7.2 密封的选择确定箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。7.3减速器附件的选择确定通气器 ：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M161.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉 放油螺塞 ：选用外六角油塞及垫片M141.5 根据机械设计基础课程设计表13-7选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB578386 M620,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M620,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M620,材料Q235 螺栓：GB578286 M1080，材料Q2357.4箱体主尺寸计要结构算参考设计手册表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，型计 算 及 说