【免费】齿轮减速器课程设计说明书[1]

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目减速器的设计_专 业农业机械化及其自动化班 级_运输带工作拉力 F=3800F=3800 N N运输带工作速度 v v = = 1.11.1 m/sm/s卷筒直径D=D= 330330 mmmm工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微的震动，两班制工作，使用年限 5 5 年，输送机带轮轴转速的允许误差为土 5%5%小批量生产，每年工作 300300 天。目录一、运动参数的计算.4二、带传动的设计 .6三、齿轮的设计 .8四、轴的设计 .12五、齿轮结构设计.18六、轴承的选择及计算.19Hi完成日期2011-1-5_设计要求：含有单级圆柱齿轮减速器及带传动的传动

2、系统III -KLT七、键连接的选择和校核.23八、联轴器的选择 .24九、箱体结构的设计 .24十、润滑密封设计.26.运动参数的计算1.电动机的选型1）电动机类型的选择按工作要求选择丫系列三相异步电机，电压为 380V。2）电动机功率的选择滚筒转速：_60_6l.=84.0r/i尬nD HX0.25/min负载功率：FW二 FV/1000 = 2300 1.1/1000 =2.52 KW电动机所需的功率为：pd二kwa（其中：Pd为电动机功率，Pw为负载功率，a为总效率。）为了计算电动机所需功率 Pd，先确定从电动机到工作机只见得总效率 、2、3、4分别为 V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精

3、度为 8 级）、滚动轴承和联轴器的效率查机械设计课程设计表 2-2 得1=0.952=0.973=0.994=0.99= 0.95 0.97 0.9930.99=0.8852折算到电动机的功率为选取额定功率未 3kw3）电动机转速的选择a，设1Pw亠迄 858 kw0.8852选择常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min4)电动机型号的选择电动额定同步、卄 +、，满载总传轴外轴外机型号功率转速转速动比伸轴径伸长度Y1003.0k1500143017.0228m60mL2-4wr/mi nr/mi nmmY1323.0k100096011.4338m80mS-6wr/mi

4、 nr/mi nmm为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机丫 132S-62.计算传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：玄=西二竺0=11.43nw84.0(2) 选择带传动的传动比 h =3(3) 齿轮的传动比i2二空二11.43二3.81ii33.计算传动装置的运动和动力参数：(1) 计算各轴的转速：I 轴转速：n,= nm儿=960/ 3 二 320r / minn,二n|/i2= 320/3.81 = 83.99r/minn,二n,=83.99r/min(2) 各轴的输入功率I 轴上齿轮的输入功率：R=4.416汉0.95汇0.99 = 2.715KWII 轴输入功率：P,二 P

5、23=4.328 0.97 0.99 = 2.607KWIII 轴输入功率：P,二 P,34= 2.607 0.99 0.99 = 2.556KW(3) 各轴的转矩电动机的输出转矩：T1=9550P/ n“=9550汇2.715/320 =81.026N m=9550 /nn =9550汉2.607/83.99 = 296.426N mT川=95501 /n川=9550 2.556/83.99 = 290.627N m运动和动力参数如下表轴号转速n/(r/mi n)输入功率P (kW转矩 T(N m)传动比 i电动机轴9602.85828.4313I轴9602.71581.0263.81U轴8

6、3.992.607296.4261川轴83.992.556290.627.带传动的设计1.确定计算功率查课本表 8-7 得：KA=1.1PCa=kAP -1.1 3=3.3kW,式中 L 为工作情况系数，p为传递的额定功率,即电机的额定功率.2.选择带型号根据 Pea=3.3，kA=1.1,查课本图 8-11 选用带型为 A 型带.3.选取带轮基准直径 dd1,dd21)初选小带轮基准直径查课本表 8-6 和表 8-8 取小带轮基准直径 dd100mm2)验算带速vV二dd1nm一60 1000 : 100 960“,5.03m / s60 1000在 525m/s 范围内，故 V 带合适3)

7、计算大带轮基准直径dd2丸 dd1=3 100=300mm查课本表 8-8 后取 dd2= 315mm4.确定中心距 a 和带的基准长度-匚根据课本式 8-20，初步选取中心距 a = 500mm2所以带长，Ld=2a0(dd1dd2)1675mm2124a0查课本表 8-2 选取基准长度 Ld= 1600mm 得实际中心距a.。=50型口=462mm2由 8-24 式得中心距地变化范围为 438510mm5.验算小带轮包角：1:卄促。归虫I80.159，包角合适。a兀6.确定 v 带根数 z1）计算单根 V 带额定功率 Pr由 ddi=100mm 和 ni=960r /min 查课本表 8-

8、4a 得 p=0.9576kW转速 n960r/min，传动比 i3,查课本 8-4a 得.中0=0.11kW查课本表 8-2 得 KL-0.99查课本表 8-5,并由内插值法得 K：=0.946P =(R：R)K：.KL=(0.9576 0.11) 0.946 0.99 = 0.9999kW 2）带的根数Z二匹 芟3.30 pr0.9999故选 Z=4 根带。7.计算初拉力由 8-3 得 q=0.1kg/m ,单根普通V带张紧后的初拉力为（F。）min=500（58.计算作用在轴上的压轴力Fp1159Fp=2z Fgsin1=2 4 137.2 sin1081N2 29. V 带轮的结构设计

9、(1)B=(Z-1)t+2s=(4-1) x16+2X10=68mm+ qv2= 137.2NK：.zv、小带轮的设计采用材料 HT150 铸铁TD=100mr3d,d 为电机轴的直径 d=38mm且 Div300mm,故采用腹板式。腹板上不开孔。a）、部分结构尺寸确定：di=1.8d=1.8x38=69mmC =0.2B =0.2 63 = 12.6mmDw=D,2ha=100 2 2.5= 105mmL=1.8d=1.8x38=69mm、大带轮的设计由于 D2=300mm 故采用孔板式。a）、有关结构尺寸如下：d=38mm; 第 I 轴直径di=1.8x38=69mmL=1.8d=38x1

10、.8=69mmDw2=D22hj =300 2 2.5 =305mm三.齿轮的设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8 级精度。（3）材料选择根据课本表 10-1 :小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度 280HBS大齿轮材料为 45#钢（调质）HB=240大小齿轮齿面的硬度差为 280 240=40,是合理的。当运转过程中较硬的 小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿 轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。（4）选小齿轮的齿数乙=23;则大齿轮齿数 Z2=

11、 i1Zi=3.81X23=87.6，去 乙=82、按齿面接触疲劳强度设计由由设计公式（10-9a ）进行试算，即 dit兰 2.323竺匕 V 二V% 4 古H】丿（1）确定公式内的各计算数据1） 、试选 K=1.3 ;2） 、T81.026N m =81026N mm ；3） 、由课本表 10-7 选取d=1;14） 、由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa?5） 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限 二屮咄=600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2= 550MPa6）由课本式 10-13 计算应力循环次数8N =60门卩山比=60n

12、1jL 60 320 1 （2 8 300 10）=9.22 107）由课本图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KNH=0.90 ,心=0.958）计算接触疲劳许用应力去失效概率 1%,安全系数 S=1，由课本式（10-12）得二Hh二連=0.9 600 =540MPaS匚H2=0.95 550 =522.5MPaS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 d1t23=2.321.31026 3.81+1(892)23.81522.52）、计算圆周速度3）、计算齿宽 b =bd1t=1 60.287 = 60.287mm 4）计算齿宽和齿高的比-h模数mt=也二60.287 / 23 =2.61mm

13、Z1齿高 h=2.25mt=5.898mm-=60.287/5.898=10.22h5）计算载荷系数根据 v=1.01m/s, 8 级精度，由课本图 10-8 查得动载荷系数 KV=1.10直齿轮 KH：二心：=1N2NIi29.22 1083.81= 2.42 108V 1=60.287 mmV=驰6.287 32060 1000=1.01m/s60 100022由课本表 10-2 查得使用系数 KA=1由课本表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承对称布置时，1.1349K由-=10.22，KH2=1.1349查得K-1.30故载荷系数K =KAKVKH一KH2=：1 1.1

14、0 1 1.349 =1.4846）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得d3；=60.287 ；需 =63.0077）计算模数=2.74mmz1233、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式（1）确定公式内的各个计算数值1）由课本图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE2=380MPa2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88, KFN2=0.923）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式（10-得KFN1、FE10.88 500 f-KFN2

15、-FE2= 314.29MPa1.40.92 380 249.71MPa 1.44）计算载荷系数 KK=KAKVKF：KF，1 1.10 1 1.3=1.435）查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1=2.69，论2=2.2046）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1.575,YSa2=1.7787）计算大、小齿轮的晋込=2645=0.01348二FL314.29YFa2Ysa22204仃78“。隔249.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式 m 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的模数，由于齿轮模数 m 的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力， 而齿面接触疲劳强度所决

16、定的承载能力，仅和齿轮的直径（即模数）和齿轮的 乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.90 并就近圆整为标准值 m=2mm.按接触疲劳强度计算分度圆直径 4 =63.007m m,算出小齿轮齿数这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径di=乙口 =32 2 = 64mmd2=z12m=122 2 = 244mm二F）263.0072大齿轮齿数： z2=i2乙=3.81 32 122大齿轮的数值大m-31.5，取乙=3222（2）计算中心距d1d264 244a154 mm(3)计算齿宽b =

17、bd1=1 64 二 64mm取 B2= 65mm, B = 70mm名称符号公式齿 1齿 2齿数zz32122分度圆直 径dd = mz64244齿顶咼ha*ha= ham22齿根高hfhf=(h；+c*)m2.52.5齿顶圆直 径dada=d+2ha68248齿根圆直 径dfdf=d -2hf59239中心距aa = m(z + z2) /2154齿宽bb = %d17065四.轴的设计（一）n轴的设计1.轴上的功率 P，、转速 n2和转矩 T2P2=2.607kWn =83.99r / minE =296.426N m2作用在齿轮上的力切向力R=至=2 296426=2430N d224

18、4径向力 Fr二 Fttan：=884N3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2 ）初步估计轴的最少直径 材料为 45 钢，调质处理。根据课本表15-3，取 A =11211输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 di ii，故先选联轴器。联轴器的计算转矩Tca=KaT2，查课本表 14-1，考虑到转矩的变化很小，故 =1.3,，则:Tea二 KaT2=1.3 296426 = 385354N mm选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3 型联轴器,其公称转矩为：630N m 385.354N m半联轴器 I 的孔径：d|=38mm,故取：d38mm.半联轴器长度 L = 82mm,半联轴器和轴

19、配合的毂孔长度为：L|= 60mm.(1) 轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布.齿轮左面 由套筒定位，右面由轴肩定位，联接以平键作为过渡配合固定，两轴承均以轴肩定 位.(2) 确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-11 轴段右端需制出一轴肩,故取 II - III段的直径 du =43mm,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直d| min = A0P2n2j忙佗 67=112x -183.99 丿35.2mm11径 d 二 50mm,半联轴器和轴配合的毂孔长度：L. = 60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴

20、的端面上,故段的长度应比略短,取：L=58mm.初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承,参 照工作要求并根据：d|=43mm.由机械设计课程设计表 12-5，选取 6209 型轴承,尺寸:d D B =45 85 19，轴肩 damin=52mm故 dmjy=dviiii=45mm,lviIII=19mm,左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位取 d.皿=53mm取安装齿轮处轴段 IV 的直径：dIV=50mm，齿轮左端和左轴承之间采 用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 65mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴段应略短和轮毂宽度，故取：IIV=61

21、mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,取 h =5mm,则轴环处的直径：dw =50 2h =60mm damin=52mm, 轴环宽度：b_1.4h,取 lVy =10mm。|由承端盖的总宽度为：20mm,取：I”=50mm.取齿轮距箱体内壁距离为：a=18mm, s=8mm,T=19mm1 川 4 =T+s + a+(65_61) = 18 + 8+19 + 4=49mm,由于这是对称结构，算出 IVIM=18 8 -116mm.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,半联轴器和轴的周向定位均采用平键联接1)齿轮和轴的连接按 div=50mm 查课

22、本表 6-1,得：平键截面 b h=14 9,键槽用键槽铣刀加工,长为:50mm.为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂和轴的配合为2)半联轴器和轴的联接,查课本表 6-1，选用平键为：b h L=10 8 45,滚动轴承和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:m6.(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表 15-2,取轴端倒角为:1.6 45 ,切处圆角取 R2,各轴肩处圆角半径取 R1.6(5) 求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距 L2L 68mm 68mm,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计

23、算弯矩图，可看出截面处计算弯矩最大，是轴的危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度半联轴器和轴的配合为H7门6V1作用在齿轮上的力L w L径向力 F二 Fttan：=884N 求作用于轴上的支反力水平面内支反力:：；J- 门已 匚_汁垂直面内支反力：W沁泪 乍出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.MH= FNH2l3=1215 68 =82620N mm, MV= FNV213= 442 68 = 30056N mm.M,= ,826202300562=87917N mm乍出扭矩图：T2=0.6 296426 = 177856N mm.乍出计算弯矩图：Mca= .M2:T2,Mc

24、a2= Mi =87917N mmMca1=jM2+（aTf=“879172+1778562=198399N mm校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在 A 的左侧W =0.1d3=12500,由表 15-1 查得；.=60MPa，因此二ca：=，故安全（二）1轴的设计1.轴上的功率 B、转速 n2和转矩 T2P，=2.715kWn =83.99r / min切向力Ft=玉=d22 296426=2430N244_ Mca_ 198399W 12500=15.87MPa计算总弯矩：MMT2=81026N m2作用在齿轮上的力径向力 F=Fttan、-884N3. 初

25、定轴的最小直径先按课本式(15-2 )初步估计轴的最少直径。材料为 45 钢，调质处理。根据课本表 15-3，取 A =1121 1P /2.715 身Gmin =Ao 1 2=112.= 22.84mm小j丿(83.99 丿输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径dViiMI， dViiMI=38mm电动机轴外伸 80mm，配合轮毂长度 69mm4、 轴的结构设计叽地曲.十P7 +50 GZ-W-J- V-i- - -F- V-ubiinU*11轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布.齿轮右面 由套筒定位，左面由轴肩定位，联接以平键作为过渡配合固定

26、，两轴承均以轴肩定 位.2确定轴各段直径和长度为了满足带轮的轴向定位要求,VII -VIII 轴段左端需制出一轴肩,故取W-VD段的直径 d“I二 46mm,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径 d =50mm,带轮和轴配合的毂孔长度：L 69mm,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：L/IIMI=67mm.切向力Ft=经=d2U0?6 =2493N65f.0inini寻(H1带轮和轴的配合为H7n6初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据：d刑yi=46mm.由机械设计课程设计表 12-5，选取 6209

27、 型轴承,尺寸:d D B=50 90 20，轴肩 damin=57mm故 d| _Li二 dvy=50mm,l|=20mm，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位右端滚动轴承采用套筒定位.取 diii=58mm。取安装齿轮处轴段 iV 的直径：divy=55mm，齿轮右端和右轴承之间采 用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为 70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴段应略短和轮毂宽度，故取：liv= 66mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d ,取 h =5mm,则轴环处的直径：dmv= 55 2h = 65mm damin= 57mm，轴环宽度：b_1.4h,取 Sa =10mm。

28、轴承端盖的总宽度为：20mm,根据对称结构：hii=14mm,lv二 27mm.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,带轮和轴的周向定位均采用平键联接1)齿轮和轴的连接按 diV丫 =50m m 查课本表 6-1,得：平键截面 b h=16mm 10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为：50mm.2)带轮和轴的联接查课本表 6-1，选用平键截面 bh =10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为:56mm.为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂和轴的配合为3)滚动轴承和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：m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺

29、寸参照课本表 15-2,取轴端倒角为：1.6 45 ,川处、W处取圆角半径 R2,其余各 轴肩处圆角半径取 R1.6五、齿轮结构设计1、小齿轮结构设计当齿根圆到键槽顶部 ev2m 时，宜将齿轮做成齿轮轴， mt= 2mm ev4mm由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=55,而小齿轮的齿根圆4=(召-2.5) )m = (32 - 2.5) X 2 = 59mm显然 ev2m 故需做成齿轮轴。2、对于大齿轮：当 daW500mm 寸，采用腹板式结构。有关参数：da2二z22h*m = (122 2) 2 = 248mm7l li i711pog50-殳67D4二二 50mm,d 为U轴安装大齿

30、轮处的轴径。D3=1.6D4=80mmd0二 da2-12 叫=248-122 =224mmD2二 0.3(D。 D3) = 0.35(224 80):43mmDo+ D3DI=n =0.5min=0.5 2=1mmmm2C =0.25 B2=0.25 65=17.5mm，取 C=16mmn 二 0.5m! =0.5 2=1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：六.轴承的选择及计算匚寸炖小0101寸F30106fc、Lh_60nP丿&106f3500 $=1: =168814 h60汉320 12365丿按每年 300 个工作日，每天两班制，寿命为 35 年，所以合适2）校核深沟球轴承 6209,查机械设计课程设计表 12-5 得:Cr=31.5KN,Cor=20.5KN由课本表 13-6，取 fP=1.2J = ,FN