机械课程设计—

1、武汉东湖学院 机械设计课程设计说明书 课题名称 一级圆柱齿轮减速器 专 业 机械设计制造及其自动化 姓 名 学 号 指导老师 学 期 2013 学 年 第 二 学 期 目录一 、课题题目及主要技术参数说明。 1.1 课题题目 。1.2 主要技术参数说明 。1.3 传动系统工作条件。1.4 传动系统方案的选择。二 、减速器结构选择及相关性能参数计算。2.1 减速器结构。2.2 电动机选择2.3 传动比分配。2.4 动力运动参数计算。三 、V带传动设计。3.1确定计算功率。3.2确定V带型号。3.3确定带轮直径。3.4确定带长及中心距。3.5验算包角。3.6确定V带根数Z。3.7 确定粗拉力F0。

2、3.8计算带轮轴所受压力Q。四、 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)。4.1 齿轮材料和热处理的选择。4.2 齿轮几何尺寸的设计计算。4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸。4.2.2 齿轮弯曲强度校核。4.2.3 齿轮几何尺寸的确定。4.3 齿轮的结构设计。五、 轴的设计计算(从动轴)。5.1 轴的材料和热处理的选择。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。5.2.2 轴的结构设计。5.2.3 轴的强度校核。六、 轴承、键和联轴器的选择。6.1 轴承的选择及校核。6.2 键的选择计算及校核。6.3 联轴器的选择。七 、减速器润滑、密封及附件的选择确

3、定以及箱体主要结构尺寸的计算。7.1 润滑的选择确定。 7.2 密封的选择确定 。 7.3减速器附件的选择确定。7.4箱体主要结构尺寸计算。 参考文献第一章 课题题目及主要技术参数说明1.1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及V带传动。1.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=1350N，输送带的工作速度V=1.6m/s，输送机滚筒直径D=260mm。1.3 传动系统工作条件 带式输动机工作时有轻微震动，经常满载。空载起订，单向运转，两班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为10年(每年按360天计算)，三相交流电源的电压为380/220

4、V。1.4 传动系统方案的选择 图1 带式输送机传动系统简,第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。2.2 电动机选择（一）工作机的功率Pw. =FV/1000=13501.6/1000=2.16kw（二）总效率 = =0.940.980.990.960.990.990.96=0.86（三）所需电动机功率 额定功率Pm 查机械零件设计手册得 Ped = 3 kw 电动机选用Y132S-6 n满 = 960 r/min2.3 传动比分配 工作机的转速n=601000v/（D） =6010001.6/(3.14130) =73.49r/min

5、 取 则将上述数据列表如下：轴号功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 02.5196024969.27 30.94 12.3632070431.25 22.4373.56315477.16 4.350.97 32.4673.26319371.9410.98第三章V带传动设计3.1确定计算功率查表得KA=1.1，则根据n=960r/min PCa=KAP=1.12.51=2.761KW 3.2确定V带型号按照任务书得要求，查表8-11可知选择普通V带。根据PCa =2.761KW及n1=360r/min，查图确定选用A型普通V带。3.3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图

6、推荐，由表8-8和8-10可知，取小齿轮的基准直径选择dd1=100mm。（2）验算带速v =5.024m/s5m/sv30m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=3100（1-0.02）=294mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=300mm3.4确定带长及中心距3.4确定带长及中心距（1）初取中心距a0得280a0800， 根据总体布局，取ao=500 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=1648mm根据标准手册，取Ld =1600mm。 (3)计算实际中心距=476mm中心距变化范围为443-515mm3.5.验算包角=15690

7、，包角合适。3.6.确定V带根数ZZ 根据dd1=100mm及n0=960r/min，查表得P0=0.958KW,P0=0.11KW查表得K=0.935 KL=0.99查表8-4b pr=（po+P0)KKL=1.058x0.935x0.99=0.989kwZ=PCa pr =2.7610.989=2.79 , 取Z=33.7.计算单根V带的初拉力的最小值F0minF0=500查表得q = 0.10/m,则(F0)min=500=156N，3.8.计算带轮轴所受压力FpFp=2ZF0sin=24156sin=915 N第4章 齿轮的设计计算(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 按图所示

8、，选用斜齿圆柱齿轮传动，采用软齿面。运输机为一般机器，速度不高，选用8级精度（GB10095-88）。 由表10-1选择小齿轮材料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。 选小齿轮齿数为 Z1=20， 大齿轮齿数为 Z2= 204.35=87。（2） 按齿面接触强度设计齿轮。 由设计计算公式d2.32KtT1Ze(u+1)/dHu ,确定有关参数。 载荷系数Kt=1.3 ； 小齿轮的转矩T1=70431.25Nmm ； 齿宽系数d=1 ； Ze=189.8MPa；u=4 由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hli

9、m1=600MPa , 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 。 由式10-13计算应力循环次数：N1=60 n1 jLh=603201(2830010)=9.216 N2=N1 / I齿=9.2164.35=2.1186 计算接触疲劳许用应力： 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95 ; 取失效概率1%，安全系数S=1 ，由式（10-12）得 H1=KHN1 Hlim1 / S=540MPa H2=KHN2 Hlim2 / S=522.5MPa （3） 计算： 计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。 d1t2.321.370431.2551

10、89.814522.5= 57.036mm 许用接触应力H=（540+522.5）/2=531.25MPa 计算圆周速度V。 V= d1tn1/6001000 = 0.955m/s 计算齿宽b及齿宽与齿高之比b/h 。 b = d d1t = 157.036mm =57.036mm 模数m1=d1t /Z1=57.03620=2.85mm 齿高h =2.25m1=2.252085=6.41 bh = 57.036 6.41 = 8.90 计算载荷系数。根据V= 0.955m/s，8级精度。由图10-8查得动载系数KV=1.1， 查表10-3可知斜齿轮KH =KF=1 ；由表10-2查得使用系数

11、KA=1； 用插值法查得8级精度小齿轮相对支承非对称布置时，由表10-4 KH =1.348 ，由图10-13查的 KF=1.42 故载荷系数K=KAKVKHKH=11.111.348=1.483 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)d1=d1t(K/Kt）=57.036(1.4381.3)=59.60mm 计算模数。 m=d1/Z1=59.6020=2.98mm （四）按弯曲强度校核轮齿。齿根弯曲强度的设计公式m2KT1/dZ1（YFaYsa/f）确定公式内的各计算数值： 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE

12、2=380MPa 。 ,由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.84，KFN2=0.845。 计算弯曲疲劳许用应力： F1取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 F1=KFN1FE1/S=0.845001.4=300MPa F2=KFN2FE2/S=0.8453801.4=229.36MPa 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.11.42=1.562由表10-5查得齿形系数YFa1=2.80,YFa2=2.206。由表10-5查得应力校正系数Ysa1=1.55,Ysa2=1.777。计算大小齿轮的YFaYsa/ F并加以比较： YFa1Ysa1 / F1 =2.801.55

13、300 =0.01447 YFa2Ysa2 / F2 =2.2061.777229.36 =0.01709设计计算m21.56270431.250.0170920 =2.11mm 可取由弯曲强度算得的模数2.11 并就近圆整为标准值 m=2.5mm按接触强度算得的分度圆直径d1=59.60mm,计算应有的齿数。 算出小齿轮齿数Z1=d1/m=59.602.524 取 Z1=24 大齿轮齿数Z2=4.35Z1=4.3524=105 取 Z2=105 几何尺寸计算： 1.计算分度圆直径 d1=Z1m=242.5=60mm d2=Z2m=1052.5=262.5mm 2.计算中心距 a=（d1+d2

14、）/2=（262.5+60）2=161.25mm 。3. 按圆取整后的中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2)m/2a=arccos0.969=1418由于角度相差不大，故参数不必修正计算齿轮宽度 b=dd1=160=60mm 圆整后取B2=60mm，B1=65mm 齿轮几何尺寸的确定 ;齿顶圆直径 由机械零件设计手册得 ha =1 c= 0.25 齿距 P = 23.14=6.28(mm)齿根高 齿顶高 齿根圆直径 齿轮的结构设计 ： 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d1 =60 轮毂直径 D=1.6=1.660=96轮毂长度 轮缘

15、厚度 0 = (34)m =7.510(mm) 取 =10轮缘内径 =-2h-2=267.5-25.425-210236.65mm 取=237mm 腹板厚度 c=0.3=0.360=18 取c=20(mm)腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(237+96)=166.5(mm)腹板孔直径 =0.25（-）=0.25（237-96）=35.25(mm) 取40mm 齿轮倒角n=0.5m=0.52.5=1.25 取2 齿轮工作如图2所示： 第五章 轴的设计计算5.1 轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图表查得低速轴的材料选40号钢，调质处理，HB217255=650MPa =360MP

16、a =280MPa5.2 轴几何尺寸的设计计算 初始数据 转速：N0=960r/min N1=320r/min N2=73.56r/min N3=73.56r/min 功率：P0=2.51kw P1=2.36kw P2=2.43kw P3=2.46kw转速:T0=24969.27N.mm T1=70431.25N.mm T2=315477.16N.mm T3=319371.94N.mm 5.3 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 主动轴=c=110=21.41 mm 从动轴=c=112=35.94 mm考虑键槽=21.411.05= 22.48mm 考虑键槽=35.941.05= 37.74mm

17、 选取标准直径=24选取标准直径=40 高速轴的工作简图如下：首先确定各段直径： A段：d124mm，由最小直径算出 。 B段：d235mm，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm 。 C段：d340mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 。 D段：d444mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h2mm，高速轴内径为44mm。 E段：d556mm,设计定位轴肩高度为h6mm 。 F段：d640mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 。 确定各段轴的长度： A段：L11.82443.2mm，圆整取45mm 。 B段：L258mm，考虑轴承盖与其螺栓长度后圆整取58mm ， C段：

18、L365.5mm，与轴承（深沟球轴承6008）（俩个）配合，加上甩油环长度以及内箱壁至轴承端面距离 。D段：L458mm，由高速轴齿轮齿宽B160mm及其间隙距离4mm确定 。E段：L59.5mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定 。F段：L645mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承的长度确定 。轴的总长度L281mm 。（二）低速轴的工作简图如下：联轴器的计算转矩Tca1.3315477.16nmm4310120.31Nmm，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL4型弹性柱销联轴器，其工程师转矩为1.2510Nmm，选择联轴器的轴孔直径d48mm，轴孔长度Y

19、型112mm。确定各段轴的直径 ：A段：d140mm，与弹性柱销联轴器配合 。B段：d255mm，设定定位轴肩高度h3.5mm，根据油封标准，选择轴径为55mm 。C段：d360mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 。D段：d466mm，设定定位轴肩高度3mm，低速轴内径为66mm。E段：d578mm，设定定位轴肩高度6mm 。F段：d660mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 。 确定各段轴的长度：A段：L1112mm，根据弹性柱销联轴器HL4的轴孔长度Y型112mm.B段：L258mm，考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉 。C段：L346mm，与轴承（深沟球轴承

20、6012）配合，考虑甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离。D段：L458mm，根据齿轮轴上齿轮的宽度B260mm以及间隙距离4mm 。E段：L512mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定 。F段：L630mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的高度 。5.4 轴的校核计算 ： 高速轴的受力如下图 齿轮上的分力Ft12T1d1270431.25602347.71NF1Ft1tan202347.710.364854.56NV带上的压轴力Fp915N经分析该结构为超静定问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求 。 L1105.

21、5mm ， L267.5mm， L367.5mm由材料力学知识得在水平面上 由FH0得 ，FNH1FNH2FPF1对C点求矩 FP（L1L2）FNH1L2FNH2L30弯矩 MH1FPL1 ，MH2FNH2L3 在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，FNv1FNv2F1 对C点求矩 FNV1L2FNV2L30 弯矩 Mv1Mv2FNV1L3在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，FNv1FNv2F1 对C点求矩 FNV1L2FNV2L30 弯矩 Mv1Mv2FNV1L3解得： 水平支反力 FNH12846.7N ， FNH2269.9N MH1128288Nmm , MH218218Nmm 垂直支反

22、力 ：FNV1 FNv 1869.38NMv1 Mv2 126183Nmm 合成弯矩： MB179944Nmm， MC127491Nmm所以B截面为危险截面按弯矩合成应力校核轴的强度，取0.6caMBT1)W 179944(0.670431.25)0.14028.88MPa高速轴的材料为40Cr，由表15-1差得-170MPa由ca-1 可知，该轴符合强度条件 。低速轴的受力如下图 齿轮上的分力 Ft22T2d22315477.16262.5N2403.63N F2Ft2tan202403.630.364N874.92N L169mm ， L269mm， 由材料力学知识得在水平面上 由FH0得

23、 ，FNH3FNH4F2对C点求矩 FNH3L1FNH4L20弯矩 MH3MH4FNH3L1 在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，FNv3FNv4Ft2 对C点求矩 FNV1L1FNV2L20 弯矩 Mv1Mv2FNV3L1解得： 水平支反力 FNH13556N ， FNH4556N MH338364Nmm , MH438364Nmm 垂直支反力 ：FNV3 FNv4 1527NMv3 Mv4 105363Nmm 合成弯矩：MC164388Nmm 所以C截面为危险截面按弯矩合成应力校核轴的强度，取0.6caMcT2)W 164388(0.6315477.16)0.1668.72MPa低速轴的材

24、料为45钢，由表15-1查得-160MPa由ca-1 可知，该轴符合强度条件 。低速轴的受力如下图 六、 轴承、键和联轴器的选择。6.1 轴承的选择及校核。1. 高速轴承两对，选择型号为6008深沟球轴承。经分析，易得靠近V带轮的两个轴承最先失效，为了便于计算，把FNV1，FNH1均等作用在靠近V带的两个轴承上。计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷：FrFNH12FNV121694.45N计算轴承当量载荷，取载荷系数fF1.2，轴向载荷理论上为0，故FaFre，查表13-5得x1,y0则 pfFxFryFa2033.34N查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载CT17KN动载荷， Cr

25、11.8KN静载荷 所以CCT1.710N校核轴承寿命 ： Lk10CP60 N1 h 10170002033.3460 320 h 30438 h10.6年按一年360个工作日，每天单班制8小时天，寿命10年，故所选轴承适用 。2.低速轴轴承，选择型号为6012深沟球轴承 。计算轴承的径向载荷： Fr3FNH32FNV32812.54N Fr4FNH42FNV42812.54N计算轴承3、4的当量载荷，取载荷系数fF1.2，轴向载荷理论上为0，故FaFre，查表13-5得x31,y30 ；x41,y40 则 p3fFX3Fr3Y3Fa3975.05N P4fFX4Fr4Y4Fa4975.05

26、N所以取Pp3P4975.05N校核轴承寿命 ： Lk10CP60 N2 h 1031500975.0560 320 h 175610h30年按一年360个工作日，每天单班制8小时天，寿命10年，故所选轴承适用 。6.2 键链接的选择及校核计算。1. 高速轴上与带轮相连处键的校核 ： 键bhl8740圆头普通平键A型 单键，键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力p100120MPa，取平均值p110MPa。键的工作长度lLb40832mm，键与轮键槽的接触高度K0.5h3.5mm，由式6-1可得 p2T1lkd21345953.5322885.84MPa110MPa 满足设计要求2. 高速轴上与小齿轮相连处键的校核 ： 键bhl14965圆头普通平键A型 单键，键联接的组成零件均为钢，p110MPa 。p2T1lkd21345954.5514426.66MPa110MPa 满足设计要求3. 低速轴上与联轴器相连处键的校核 ： 键bhl149100圆头普通平键A型 单键，键联接的组成零件均为钢，p110MPa 。p2T2lkd25176214.5864855.73MPa11