机械设计课程设计减速器设计计算说明书(DOC30页)

1、机械设计课程设计计算说明书.2.2.4.5.6.12.19.22V 08A20109151一设计数据和要求传动方案拟定第七组：设计单机圆柱齿轮减速器和一级带传动I. 原始数据：输送带工作拉力F=4kN输送带速度v=2.0 m/s卷筒直径D=450 mmII. 工作条件： 1. 工作情况：两班制工作（每班按8h 计算），连续单向运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度允许误差5%；滚筒效率=0.96。2. 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30C 左右。3. 使用期限：折旧期 8 年， 4 年一次大修。4制造条件及批量：普通中、小制造厂，小批量。III 参考传动方案（如下图）Pd 1IIIIII

2、 2 4 3PwF=4000NV=2.0m/sD=450mmIVIV 设计工作量 51. 设计说明书一张。2. 减速器装配图一张（ 1 号图）。3.减速器主要零件的工作图（3 号图纸 34 张）。二电动机的选择电动机（ 1）Y 系列（转动惯量，启动力矩小）nV2*60 84.925 85r / min（2）输出D*450*10 32P工作 = FV4*10 3 *28KW（3）10001000P电机 = P工作8联轴 ?轴承?齿轮?滑筒?V带810.2106KW0.9910.9840.9720.96 0.95(4)查 14 页表 16-1 可选电动机参数中方型号P 额转速满 载传 动 轴额 外

3、 伸心案转速比径长度距1601Y160L11100097011.4142110-61602Y160111500146017.1842110M-4由上表数据，初选Y160M-4电动机，即总传动比i=17.18三计算总传动比及各轴的运动及动力参数传动比分配：取带传动比i1=2i = 17.188.59则减速器总传动比i1双级圆柱齿轮高速级： i 31.3 i 3.342低速级： i4i2.57i33 动力装置的运动和动力参数计算（ 1）各轴转速计算： n1=nm=1460r/minnn11460730r / min2=i12n2730218.43r / minn3=3.342i 3n218.43n

4、4=384.99r / mini 42.5784.9984.9255%=0.076%输送带误差84.925符合所以 n传送带 =n4=84.99r/min（2）各轴的输入功率计算：3p1 =p电机 *V 带=102106*0.95=9.700kwp2 =p1* p轴承 *齿9.221kwp3 =p2*轴承 *齿8.765kwp4 =p3*轴承 *联轴 8.504kw（3）各轴的输入转矩:T1=9550P1/n2=9550 9.700/n2=126.897N MT2=9550P2/n3=9550 9.221/n3=95509.221/ 218.43403.152N MT3=9550P3/n4=9

5、550 8.765/n4=95508.765/84.99984.889N MT4=9550P4/n4=9550 8.8.504/n4=9550 8.504/84.99955.562N M各轴的运动及动力参数轴号转速（ r/min ）功率（ kw ）转矩（ NM ）17309.700126.8973.3422218.439.221403.152384.999.765984.889484.998.504955.5621四 V 带的选择及参数计算2.57V 带（1） 由表 8-7 查得工作情况系数K A =1.1Pca = KA P=1.1*11=12.1 kw（2） 选择 V 带类型据 Pcan1

6、 由图 8-11 选 B 型确定带轮的基准直径dd 1 由表 8-6 和 8-8 取小带轮的基准直径dd 1 =200mm475）验算带速V。V =* dd1* n13.14*200*1460=m/s=15.28m/s60*100060*10005m/s<V <30m/s 合格（3） 计算大带轮基准直径dd 2 =i dd 1 =2*200=400 mm 由表 8-8 圆整 dd2=400 mm（4） 确定 V 带中心距 a 和基准长度 L d0.7 (dd1dd 2) a0 2(dd1 dd 2) =420 a0 1200取 a0 =600mm（5） 带所需基准长度Ld 0 2a

7、0(dd1 dd 2)(dd 2 dd 1)24* a021200(200400)2002=1200=942+16.6724*600=2158.67mm由表 8-2 选带基准长度Ld =2240mm（6） 计算实际中心局aa a0Ld Ld 0640.665mm25中心距变化范围4201200mm（7） 验算小带轮上的包角11 180°（ dd 257.3°162.12°90°dd1）a（8） 计算带的根数z由 dd 1 =200 mmn=1460r/min查表得8-4a 得 P0 =5.13kw1（差值法求出）据 n1 =1460r/mini=2 和

8、B 型带查表 8-46 的 KL =1 于是Pr （P0+ P0）*K *K L= （ 5.13+0.46 ） *0.954*1 kw =5.333kw计算 V 带根数 zZ= Pca12.1=2.2689Pr5.333五齿轮的设计计算1.减速器高速级齿轮设计：已知轴输入功率 P1 9.700KW小 齿 轮 转 速 730r/min齿 数u i 33.342由电动机工作寿命8 年（设每年工作300 天）两班制， 传动机连续单向运转载荷变化不大（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a 选用直齿圆柱传动b 运输机为一般工作机器，速度不高故选择 8 级精度（ GB10095-88 ）c 材料选择由

9、表10-1（机械设计 P191）选择小齿轮材料为 40Cr （调制）硬度为280HBS大齿轮 45 钢（调制）硬度240HBS 二者材料硬度差为40HBSd 选小齿轮齿数 Z1 =24 ，则大齿数 Z 2Z1 u =80.208 取 Z 2 80（2） 按齿面接触强度设计：63由设计计算公式 （ 10-9a；P203 机械设计） d1t2.23KTU1(ZE)2dUH a 试选择载荷系数 Kt1.3T 19550 P1126.897103 N mmb 计算小齿轮传递转矩n2c 由表 10-7（机械设计P205）选取齿宽系数d1 （两支承相对小齿轮不对称布置）12d 由表 10-6 查得材料的弹

10、性影响系数ZE189.8MP （机械设计P201）e 由图10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa由图 10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPaf 由式 N=60nj Lh （机械设计P206）计算应力循环次数N 1 =60*730*1* （ 2*8*300*8 ） =1.682x 109N 2 =N 1=0.503 x 1093.342g 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN 1 =0.91KHN 2 0.95（机械设计P207）h 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安

11、全系数S=1,由式（ 10-12 ）得：（机械设计P205）KHN1lim 1H1=0.9X600 MPa =540 MPaSKHN 2lim 2H 2=0.95X500 MPa =522.5 MPaS计算：(1) 试计算小齿轮分度圆直径d1t ，代人 H 中较小的值。7d1t 2.233U1(Z) 2KTEdUH 31.3*126.897 X 1034.342189.82=2.232()X1000 7.068mm3.342522.5(2) 计算圆周速度 Vd1t n170.687302.7m / sV=100060100060（3）计算齿宽 b。b dd 1t17070.68mm（4）计算齿

12、宽与齿高之比bhd 1t70.68b70.68模数：t2.945mm=10.67mZ124h6.626齿高： h=2.25 mt=2.252.945=6.626 mm（5）计算载荷系数根据 V=2.7m/s 8级精度， 由图 10-8 查得动载系数 Kr1.13(1.1272)（机械设计P197）1直齿轮KK；由表10-3（机械设计P195）HF由表 10-2查得使用系数 KA1（机械设计P193）由表 10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.457（机械设计 P197）由 b =10.67KH1.457查图 10-13 得 KF1.38故载荷系数hK= KAKVKH

13、 KH1 1.131 1.475 1.667（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a）得：（机械设计 P204）d 1d 1t3K70.681.66776.788 mmKt1.3（7）计算模数 m。md176.7883.199mmZ 1248按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为：m32k2(Y Y)T 1FaSadZF （1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa（2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN 10.85 ； KFN 2 0.88（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯

14、曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-12 ）得（机械设计P205）F 1KFN1?FE 10.85500303.57MP aS1.4MP aF 2KFN 2?FE 20.88 380238.86 MPaS1.4MP a计算载荷系数 K 0（4）K KK1 1.131 1.381.559KKFFAV（5）查取出齿形系数。由表 10-5查得： YFa1 =2.65 ； YFa 2=2.22（机械设计P200）（6）查取应力校正系数Y由表 10-5 查得：YSa1 =1.58； Sa2 =1.77（7）计算大小齿轮的YFa YSa 并加以比较F YFa1YSa12.651.58F 1303.5

15、70.01379YFa 2YSa2 2.221.77F 2238.860.01645大齿轮的数值大（2）设计计算：321.559126.897103m0.016452.244 圆整为标准值1242m=2.5d1 =76.788小齿轮齿数 Z1d176.67831m2.5大齿轮齿数 Z 2313.342103.602104参考 P21394 集合尺寸计算（ 1） 计算分度圆直径：d 1Z1m31 2.577.5mmd 2Z 2 m1042.5260mm（ 2） 计算中心距（ 3） 计算齿轮宽度d1d277.5260a168.75mm22bd d1177.5mm77.5mmB278mmB185mm

16、2.减速器低速级齿轮设计：已知轴输入功率P19.221KW ，小齿轮转速218.43r/min，齿数ui 22.57 。由电动机工作寿命 8 年（设每年工作 300 天）两班制， 传动机连续单向运转载荷变化不大（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：a 选用直齿圆柱传动。b 运输机为一般工作机器，速度不高，故选择8 级精度（ GB10095-88 ）c 材料选择由表10-1（机械设计P191）选择小齿轮材料为40Cr（调制）硬度为 280HBS 。大齿轮45 钢（调制），硬度 240HBS ，二者材料硬度差为40HBS。d 选 小齿 轮 齿 数 Z1 =24 ， 则 大 齿 数 Z 2Z 1

17、 ? u =242.57=61.68 取Z 262。（2）按齿面接触强度设计：由设计计算公式（10-9a；P203 机械设计）3KT ?U 1( ZEd 1t 2.23)2dU H a 试选择载荷系数 Kt1.3b 计算小齿轮传递转矩1P2(9550 9.221218.43)103403.152 103N ? mmT =9550n2c 由表 10-7（机械设计P205）选取齿宽系数d1 （两支承相对小齿轮不对称布置） 。12d 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE189.8MP （机械设计P201）e 由图10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1

18、600MPa 。10由图 10-21d（机械设计P209）按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 550MPa 。f 由式 N=60nj Lh （机械设计P206）计算应力循环次数N1 =60218.431（ 283008） =5.033108N 2 =N 15.033 1081.9681082.572.57g 由图 10-19取接触疲劳寿命系数KHN 1 =1.14 KHN 2 =1.19（机械设计P207）h 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：（机械设计P205）KHN 1lim 1H1=1.4 600 MPa =684 MP

19、aSKHN 2lim 2H 2=1.19 500 MPa =595 MPaS计算：(1)试计算小齿轮分度圆直径d1t ，代人 H 中较小的值。3KTU1ZEd1t2.232d?()UH 31031.3403.1523.57189.8)295.65=2.2312.57(595(2) 计算圆周速度 Vd ? 2t ? n ? 295.65 218.43V=1000601.1m / s601000（3）计算齿宽 b。b d ? d1t 95.65（4） 计算齿宽与齿高之比b ：d1thb95.65模数： mt243.985 ；96.65=10.668Z 1h8.966齿高： h=2.25 mt =2

20、.253.985=8.966 mm（5） 计算载荷系数根据 V=1.1m/s ， 8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kr1.13 （机械设计 P197）直齿轮 KHKF 1；由表10-3（机械设计P195）由表 10-2 查得使用系数 KA1（机械设计P193）；由表 10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，11KH1.468 （机械设计P197）由 b =10.67 K H =1.468 查图 10-13 得 K F =1.33 故载荷系数 hK= KAKVKH KH =1 1.1211.468=1.644（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a

21、）得：（机械设计 P204）331.644d 2 d 2tK95.651.3103.43Kt（7）计算模数 m。d 2103.43m4.3096Z124按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为：3(YFa YSa )m2kT 1dZ 2 F （1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2380MPa取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 0.9 ； KFN 2 1.0（2）由图 10-18（3）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（机械设计 P205）KFN1FE 1F 1SKFN1F

22、E 2F 2S（4）计算载荷系数 K 00.9500 MPa 321.429MPa1.41390MPa278.571MPa1.4K KAKVKFKF 1 1.13 11.33 1.503（5）查取出齿形系数。由表 10-5 查得： YFa1 =2.65 ； YFa 2=2.212（机械设计P200）（6）查取应力校正系数由表 10-5 查得： YSa1 =1.58； YSa2=1.734（7）计算大小齿轮的 YFa YSa 并加以比较 F 12YFa1 YSa12.651.58F 10.01303321.429YFa 2YSa22.2121.7340.01376F 2278.57大齿轮的数值大

23、（2）设计计算：31.503403.1520.013762圆整为标准值m=4m12423.07d 1 =103.43小齿轮齿数103.4325.857 26Z14大齿轮齿数 Z 22.57 2667参考 P2134 集合尺寸计算（ 1） 计算分度圆直径：d1z m4261041d 2z2m674268（ 2） 计算中心距（ 3） 计算齿轮宽度dd 1 d 2104 2682=186mm2bd d1104mmB1104mmB2110mm六轴的设计计算1.输入轴的设计计算1 按扭矩初算轴径选用 45 号调质，硬度3根据课本P13 公式， 取 c=115 d 1159.700 10327.2730考

24、虑有键槽，疆直径增大5%则：d=28.5630mm2 轴的结构设计13（ 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，右边用套筒轴向固定，联接以平键作为过渡配合固定，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I 段： d130mm 长度取 L178mm因为 h=2c c=1.5 mmII 段： d 2d 1 2h 30 636mm所以 d 236mm初选用 6208 深沟球轴承，其内径为40 mm ，宽为 18 mm考虑齿轮断面和箱体内壁，轴承断面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 22 mm ，通过

25、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该有一定距离而定，为此，取该段长为83 mm ，宽装齿轮段长度应比轮毂宽度小2 mm 故 II 段长：L 2(2221883)125mmIII 段直径 d 341mmL3L1L78276mmIV 段直径 d 451mm由手册得： c=1.5 h=2c=3mmd 4d 32h47mm长度与右面的套筒相同，即：L 422mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应该便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸 h=3该段直径应取： （ 40+3*2 ） =46mm因此，将 IV 段设计成阶梯型，左段直径为36mm，V 段直径 d 540mm长度

26、 L 5 20mm由上述轴各段长度可得轴支承跨距L=204mm14高速级轴强度校核1. 按弯矩复合强度计算已知：（ 1）分度圆直径 d77.5mm.（ 2）转矩 T1126897N mm1则：（ 3) 圆周力 Ft2T 1 / d12 126897/ 77.53274.76N ( 参照 P198)（4）径向力 FrFt tan3274.76tan 20119.916 N（ 5）因为该轴两轴承不对称，且跨距L=2+120+6+76=204mm所以L A166mmLB382. 绘制轴受力简图（如图a）FAy222.02NFBy969.89NFAz610.0NFBz2664.76N3.绘制垂直面弯矩

27、图（图b ）截面 C弯矩M c1FAyLA22.340.11625.75N.m4.绘制水平弯矩图（图c）15截面 C弯矩Mc 2FAzLA6100.11670.76N.m5.绘制合弯矩图（图d）截面C弯矩Mc合M c12M c2225.25270.76275.30 N .m6.绘制扭矩图（图e）转矩 T9.55P1126.897N .mN 27.绘制当量弯矩图（图f）转矩产生的扭剪合力按脉动循环变化，取1截面 C 处的当量弯矩为MecMc2M T 270.807 2126.897 2147.557 N.m168. 校核危险截面 C 的强度Mec147.557 103 8.4MPa1 147.5

28、57MPa0.1d 30.1（表15-1 P362 机械设计）所以该轴强度足够2.中间轴的设计1. 材料 45 钢，调质处理 取 C=115d minC ? 3P2115 3 9.22140.0mmN 2218.43d1段要装配轴承，由上式取d1=40.0mm查手册（课程设计P117）选用 6208 轴承， L1Bmmd2段装配低速级小齿轮，且d 2 d1 ，取 d2=45mm， L2=76mm因为要比小齿轮孔长23mmd3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d3=50mmL3=10mmd4装配高速级大齿轮L =110-2=108mm4d 段要装配轴承，取d5=40mm,选用 6208 轴承， L

29、5=18+20+2=40mm校核该轴和轴承分度圆直径d2=104mm,d3=260mm,转矩 T2=403152N.m2*T22*403152则圆周力 Ft2=7752.923 Nd21042T 22 403152Ft3=d 32603101.169 NFr2=Ft2*tan=7752.923*tan20=2821.883Fr3=Ft2*tan=3101.169*tan20=1128.733因为该轴两轴承不对称，且跨距L=86.5mm所以 LA=78mmLB=L=86.5mmLc=104mm2).2.绘制轴受力简图（如图a ）17FAy222.02NFBy969.89NFAz610.0NFBz

30、2664.76N3.绘制垂直面弯矩图（图b ）截面B弯矩M1190.27N.mB截面 C 弯矩M c1157.18N.m4.绘制水平弯矩图（图c）18截面 B弯矩MB 2 122.06N.m截面 C弯矩Mc 2 13.34N.m5.绘制合弯矩图（图d）截面 B 弯矩M B合226.06N .m截面 C 弯矩Mc合1257.75N.m6.绘制扭矩图（图e）转矩 T9.55P2403.152N .mN 37.绘制当量弯矩图（图f）19绘制当量弯矩图（图f ）转矩产生的扭剪合力按脉冲循环变化，取1 ，截面 B.C 的当量弯矩为：（ MeM 2T2 ）MeBMB合 2T 2MeCMC合 2T 2=462.21N*M=432.92N*M校核危险截面B的强度 .MeB462.2110350.72Mp a60Mp aeB30.1310.145d搅和危险截面C的强度.M eC432.9410320.04Mp a60Mp